Cinemática de las máquinas (apuntes) universidad autónoma de san luis potosí

Apuntes para la materia de

CINEMÁTICA DE LAS MÁQUINAS ING. ARTURO CASTILLO RAMÍREZ

UNIVERSIDAD AUTÓNOMA DE SAN LUIS POTOSÍ

FACULTAD DE INGENIERÍA

ÁREA MECÁNICA Y ELÉCTRICA

Rev. jun-05

PREFACIO

El propósito de estos apuntes es presentar una exposición que cubra el contenido del programa de

la materia de Cinemática de las Máquinas que se imparte en el Área Mecánica y Eléctrica de la

Facultad de Ingeniería de la UASLP, como un requisito previo a estudios específicos y avanzados

encaminados al diseño mecánico.

En este texto se utiliza de forma amplia el método de análisis gráfico por considerarse que el

cálculo gráfico es básico y fácil de usar y casi siempre resulta el método más rápido para verificar

los resultados del cálculo de máquinas.

Se ha procurado utilizar indistintamente unidades inglesas y del Sistema Internacional de

Unidades (SI) para que el estudiante se familiarice con ambos sistemas.

Algunos temas que se consideran relevantes, se ampliaron con información que no se contempla

específicamente en el programa de la materia, pero que enriquece su contenido.

Agradezco la aprobación de este proyecto a mis compañeros de la Academia de Mecánica del

Área Mecánica y Eléctrica y el apoyo de las Autoridades de la Facultad de Ingeniería y del Fondo

de Apoyo a la Docencia (FAD) de la UASLP, para la elaboración de este material didáctico.

Arturo Castillo Ramírez

Enero de 2005

ÍNDICE Página

1. INTRODUCCIÓN GENERAL 1 1.1 Análisis y síntesis 1 1.2 Ciencia de la Mecánica 2 1.3 Terminologías 4 1.3.1 Definición de máquina, mecanismo y estructura. 4 1.3.2 Los componentes de las máquinas 6 1.3.3 La estructura de las máquinas 8 1.4 La actividad y formación del ingeniero en el campo de la maquinaría 9 2. ANÁLISIS TOPOLÓGICO DE MECANISMOS 12 2.1 Conceptos básicos topológicos 12 2.2 Par cinemático 14 2.3 Cadenas cinemáticas 19 2.4 Mecanismo 21 2.4.1 Ciclo, periodo, fase y transmisión de movimiento 25 2.4.2 Clasificación de los mecanismos en función de sus movimientos 25 2.4.3 Movilidad o número de grados de libertad de un mecanismo plano 28 2.4.4 Inversión cinemática. 33 3. MECANISMOS DE ESLABONES ARTICULADOS 36 3.1 Mecanismo de cuatro barras articuladas. 36 3.1.1 Ley de Grashof 37 3.1.2 Ventaja mecánica 39 3.1.3 Análisis de posición 41 3.1.4 Curvas del acoplador 44 3.2 Mecanismos de línea recta 45 3.3 Mecanismos de retorno rápido. 46 3.4 Ruedas de cámara. 50 3.5 Mecanismos de movimiento intermitente 51 4. CENTROS INSTANTÁNEOS 58 4.1 Generalidades 58 4.2 Localización de centros instantáneos. 59 4.3 Teorema de Kennedy 61 4.4 Número de centros instantáneos. 62 4.5 Cuadro articulado 62 4.6 Centros instantáneos para el mecanismo de corredera biela y manivela 63 4.7 Tabulación de centros instantáneos 64 4.8 Centrodas o Curvas Polares 67 5. VELOCIDAD Y ACELERACION EN EL MOVIMIENTO COPLANARIO 72 5.1 Velocidades de los centros instantáneos 75 5.2 Velocidades lineales por resolución 80

5.3 Velocidades angulares 83 5.4 Método de imagen 84 5.4.1 La imagen de velocidad 85 5.4.2 Imagen de aceleraciones 88 5.4.3 Construcción gráfica de la aceleración normal 90 5.5 Aceleración Coriolis 99 5.5.1 Procedimiento general para resolver problemas por la Ley de Coriolis 103 6. MECANISMOS DE CORREDERA, BIELA Y MANIVELA 113 6.1 Generalidades 113 6.2 Primera inversión. Cadena con par en deslizamiento 114 6.3 Segunda inversión 123 6.4 Tercera inversión. Mecanismo de limadora 124 6.5 Cuarta inversión. Cadena con corredera fija 127 7 LEVAS 131 7.1 Levas 131 7.2 Diseño del perfil 134 7.2.1 Velocidad constante 135 7.2.2 Aceleración constante 136 7.2.3 Movimiento armónico simple 139 7.2.4 Movimiento cicloidal 140 7.3 Selección del movimiento 141 7.4 Construcción del perfil de la leva 143 7.5 Leva plana o disco 144 7.5.1 Varilla de punzón 144 7.5.2 Varilla con rodaja 146 7.5.3 Varilla con cara plana o plato 149 7.5.4 Ángulo de presión de la leva 152 7.5.5 Diámetro del círculo base 153 7.6 Leva de retorno positivo 154 7.7 Levas tipo cilíndrica 156 7.8 Levas de arco circular 156 7.9 Varillas primarias y secundarias 158 8. CONTACTOS CON RODAMIENTO 162 8.1 Condiciones para contactos con rodamiento 162 8.2 Relación de velocidad angular 163 8.3 Transmisiones friccionales 164 8.4 Disco y rodillo 165 8.5 Construcción del perfil 166 8.6 Rodamiento de dos elipses iguales 167

8.7 Relación de velocidad de conos que ruedan 169 9. ENGRANES 176 9.1 Los engranes 176 9.2 Clasificación de los engranes 177 9.3 Relación de velocidad 181 9.4 Terminología de los engranes 181 9.5 Paso 184 9.6 Ley fundamental del engranaje 186 9.7 Acción con deslizamiento de los dientes 188 9.8 Perfil del diente 189 9.9 Dientes cicloidales 190 9.10 Dientes evolventes o de involuta 194 9.11 Producción de ruedas dentadas 200 9.12 Perfiles de dientes normalizados 203 10. TRENES DE ENGRANES 210 10.1 Valor del tren 210 10.2 Un tren de engranaje simple 210 10.3 Un tren de engranaje compuesto 212 10.3.1 Trenes de engranaje recurrentes compuestos 213 10.4 Trenes de engranes epicicloidales o planetarios 215 10.4.1 Trenes epicicloidales que no tienen un engrane fijo 220 10.5 Aplicaciones de trenes de engranaje epicicloidales 223 Bibliografía 229

CAPÍTULO 1

INTRODUCCIÓN GENERAL

El diseño de una máquina moderna es a menudo muy complejo. Por ejemplo, para diseñar un

nuevo motor, el ingeniero en automovilismo debe dar respuesta a muchas preguntas

interrelacionadas. ¿Cuál es la relación entre el movimiento del pistón y el del cigüeñal? ¿Cuáles

serán las velocidades de deslizamiento y las cargas en las superficies lubricadas y qué lubricantes

existen para este fin? ¿Qué cantidad de calor se generará y cómo se enfriará el motor? ¿Cuáles

son los requisitos de sincronización y control, y cómo se satisfarán? ¿Cuál será el costo para el

consumidor, tanto por lo que respecta a la compra inicial como en lo referente al funcionamiento

y mantenimiento continuos? ¿Qué materiales y métodos de fabricación se emplearán? ¿Qué

economía de combustible se tendrá? ¿Cuál será el ruido y cuáles las emisiones de salida o

escape? ¿Satisfarán estos últimos los requisitos legales? Aunque éstas y muchas otras preguntas

importantes se deben responder antes de que el diseño llegue a su etapa final, es necesario reunir

personas de las más diversas especialidades para producir un diseño adecuado y hacer acopio de

muchas ramas de la ciencia.

1.1 Análisis y síntesis

En el estudio de los sistemas mecánicos el diseño y el análisis son dos aspectos completamente

distintos. El concepto comprendido en el término “diseño” podría llamarse más propiamente

“síntesis” o sea, el proceso de idear un patrón o método para lograr un propósito dado. Diseño es

el proceso de establecer tamaños, formas, composiciones de los materiales y disposiciones de las

piezas de tal modo que la máquina resultante desempeñe las tareas prescritas. Mediante el

proceso de síntesis se busca un mecanismo que produzca un movimiento requerido.

Aunque existen muchas fases dentro del proceso de diseño que es factible plantear de un modo

científico y bien ordenado, el proceso en su conjunto es por su propia naturaleza, tanto un arte,

como una ciencia. Requiere imaginación, intuición, creatividad, sentido común y experiencia. El

papel de la ciencia dentro del proceso de diseño sirve sencillamente para proveer las herramientas

que utilizarán los diseñadores para poner en práctica su arte. Es precisamente en el proceso de

CINEMÁTICA DE LAS MÁQUINAS INTRODUCCIÓN GENERAL 2

evaluación de varias alternativas interactuantes que los diseñadores se enfrentan a la necesidad de

un gran número de instrumentos matemáticos y científicos. Cuando éstos se aplican en forma

correcta ofrecen información más exacta y digna de confianza para juzgar un diseño que se pueda

lograr a través de la intuición o el cálculo. Por ende, suelen constituir un auxiliar extraordinario

para decidir entre varias alternativas. Sin embargo, las herramientas científicas no pueden tomar

decisiones suplantando a los diseñadores; éstos tienen todo el derecho de poner en práctica su

imaginación y capacidad creativa, incluso al grado de pasar por encima de las predicciones

matemáticas.

Es probable que el conjunto más abundante de métodos científicos de que dispone el diseñador

quede dentro de la categoría denominada “análisis”. Se trata de técnicas que permiten que el

diseñador examine en forma crítica un diseño ya existente o propuesto con el fin de determinar si

es adecuado para el trabajo de que se trate. Por ende, el análisis, por sí solo, no es una ciencia

creativa sino más bien de evaluación y clasificación de cosas ya concebidas.

Es preciso tener siempre en mente que aunque la mayor parte de los esfuerzos realizados se

dediquen al análisis, la meta real es la síntesis, es decir, el diseño de una máquina o un sistema. El

análisis es una simple herramienta y, sin embargo, es tan vital que se usará inevitablemente como

uno de los pasos en el proceso de diseño.

1.2 Ciencia de la Mecánica

Mecánica es la rama del análisis científico que se ocupa de los movimientos, el tiempo y las

fuerzas, y se divide en dos partes, Estática y Dinámica. La Estática trata del análisis de sistemas

estacionarios, es decir, de aquellos en que el tiempo no es un factor determinante, y la Dinámica

se refiere a los sistemas que cambian con el tiempo.

Como se ilustra en la figura 1.1 la dinámica también está constituida por dos disciplinas generales

que Euler fue el primero en reconocer como entidades separadas, en 1775. §

Estos dos aspectos de la dinámica se reconocieron posteriormente como las ciencias diferentes

denominadas Cinemática (del vocablo griego kinema, que significa movimiento) y Cinética que

se ocupan, respectivamente, del movimiento y de las fuerzas que lo producen.

§ Novi comment, Acad. Petrop., vol. 20, 1775; también en “ Theoria motus corporum”, 1790.


El problema inicial en el diseño de un sistema mecánico es, por consiguiente, la comprensión de

su cinemática.

Cinemática es el estudio del movimiento independientemente de las fuerzas que lo producen. De

manera más específica, la Cinemática es el estudio de la posición, el desplazamiento, la rotación,

la rapidez, la velocidad y la aceleración.

Este texto se concentrará en los aspectos cinemáticos que surgen en el diseño de sistemas

mecánicos. Es decir, la cinemática de las máquinas y los mecanismos es el foco de atención

principal.

Es preciso observar con cuidado que Euler basó su división de la dinámica en cinemática y

cinética basándose en la suposición de que deben tratar con cuerpos rígidos. Esta es una

suposición de gran importancia que permite que ambos aspectos se traten por separado. En el

caso de cuerpos flexibles las formas mismas de los cuerpos y, por ende, sus movimientos,

dependen de las fuerzas ejercidas sobre ellos. En tal situación, el estudio de la fuerza y el

movimiento se debe realizar en forma simultánea, incrementando notablemente con ello la

complejidad del análisis.

Por fortuna, aunque todas las piezas de máquinas reales son flexibles en cierto grado, éstas se

diseñan casi siempre con materiales más o menos rígidos y manteniendo en un mínimo sus

deformaciones. Por lo tanto, al analizar el funcionamiento cinemático de una máquina es práctica

común suponer que las deflexiones son despreciables y que las piezas son rígidas, y luego, una

vez que se ha realizado el análisis dinámico, cuando las cargas se conocen, se suele diseñar las

piezas de manera que esta suposición se justifique.

MECÁNICA

ESTÁTICA DINÁMICA

CINEMÁTICA CINÉTICA

Figura 1.1. Ciencia de la Mecánica.


1.3 Terminologías 1.3.1 Definición de máquina, mecanismo y estructura Aun cuando prácticamente todas las personas usan cotidianamente gran número de máquinas,

pocas son las que pueden definir con claridad lo que se puede entender por máquina. Ni siquiera

los especialistas en este campo han llegado a una definición clara y única de este concepto,

debido, entre otras cosas, a su gran complejidad y a los diferentes enfoques que se le puede dar a

la propia máquina.

Así, se lee el diccionario de la Real Academia Española de la Lengua, “máquina es cualquier

artificio que sirve para aprovechar, dirigir o regular la acción de una fuerza”. Según Reuleaux§,

define una máquina “como una combinación de cuerpos resistentes de tal manera que, por medio

de ellos, las fuerzas mecánicas de la naturaleza se pueden encausar para realizar un trabajo

acompañado de movimiento determinado”. También define un mecanismo como una

“combinación de cuerpos resistentes conectados por medio de articulaciones móviles para

formar una cadena cinemática cerrada con un eslabón fijo, y cuyo propósito es transformar el

movimiento.”

Debido a estas diferencias, para nuestro estudio utilizaremos los siguientes conceptos:

Una máquina es una combinación de cuerpos rígidos, conectados por medio de articulaciones

que les permiten un movimiento relativo definido y son capaces de transmitir o transformar

energía. Una máquina siempre debe ser abastecida con energía de una fuente externa. Su utilidad

consiste en su habilidad para alterar la energía suministrada y convertirla eficazmente para el

cumplimiento de un servicio deseado.

En una máquina, los términos fuerza, momento de torsión (o par de motor), trabajo y potencia

describen los conceptos predominantes. Un motor de combustión interna es un ejemplo de una

máquina, transforma la energía de presión del gas en trabajo mecánico entregándolo en el

cigüeñal, esta máquina transforma un tipo de energía a otro.

Un mecanismo es una combinación de cuerpos rígidos, conectados por medio de articulaciones

que les permiten un movimiento relativo definido, enfocado a la transformación del movimiento.

En un mecanismo, aunque puede transmitir la potencia de una fuerza, el concepto predominante

§ F. Reuleaux (1829-1905), especialista alemán en cinemática cuyo trabajo marcó el principio de un estudio sistemático de la cinemática. Ver A.B.W. Kennedy, “Reuleaux, Kinematics of Machinery”, Macmillan, Londres, 1876.


que tiene presente el diseñador es lograr un movimiento deseado. Cuando se habla de un

mecanismo, se piensa en un dispositivo que producirá ciertos movimientos mecánicos, haciendo

a un lado el problema de si está capacitado para hacer un trabajo útil.

El modelo en funcionamiento de cualquier máquina, el conjunto de las piezas de un reloj, y las

partes móviles de un instrumento de ingeniería, reciben el nombre de mecanismos, por que la

energía transmitida es muy poca, precisamente lo suficiente para sobreponer la fricción, y el

factor importante lo forman los movimientos producidos. El conjunto formado por manivela,

biela y el pistón de un motor de combustión interna, es un ejemplo de un mecanismo.

Se puede arrojar más luz sobre estas definiciones contrastándolas con el término estructura, que

es también una combinación de cuerpos (rígidos) resistentes conectados por medio de

articulaciones, pero cuyo propósito no es efectuar algún trabajo ni transformar el movimiento.

Una estructura (como por ejemplo, una armadura o chasis) tiene por objeto ser rígida; tal vez

pueda moverse de un lado a otro y, en ese sentido es móvil, pero carece de movilidad interna, no

tiene movimientos relativos entre sus miembros, mientras que las máquinas y mecanismos lo

tienen. Otros ejemplos serían los puentes y los edificios.

Existe una analogía directa entre los términos estructura, mecanismos y máquina y las tres ramas

de la Mecánica especificadas en la Figura 1.1. El término “estructura” es a la Estática lo que el

termino “mecanismo” es a la Cinemática y el término “máquina” es a la Cinética.

Modernamente la máquina se considera el resultado de un diseño (de una construcción) en el que

intervienen dos grupos de factores: uno de naturaleza puramente mecánica (las piezas y los

mecanismos que la constituyen) y otros de naturaleza no mecánica (estética, mercado, impacto

social, régimen político imperante, etc.). Ambas consideraciones hacen que las máquinas

modernas adquieran diversas configuraciones y características según el entorno sociopolítico y

económico en el que se diseñan, construyen y utilizan.

En la era tecnológica que vivimos la máquina ocupa un papel primordial. Sin el concurso de estos

ingenios, la vida sería realmente imposible. La máquina se encuentra presente en todas las

actividades del ser humano, desde la vida cotidiana hasta los sectores productivos y de servicios,

incluyendo los de formación. Con los notables avances realizados en el diseño de instrumentos,

controles automáticos y equipo automatizado, el estudio de los mecanismos toma un nuevo

significado.


1.3.2 Los componentes de las máquinas

Cualquier máquina se compone de un número determinado de elementos (piezas) componentes,

unos fijos y otros móviles, agrupados a veces para ejecutar tareas diferentes dentro de una misma

máquina (formando mecanismos diversos).

Así, se encuentran máquinas y mecanismos muy simples, constituidas por pocas piezas, hasta

otras más complejas, constituidas por miles de piezas como el motor de combustión interna.

A pesar de la enorme complejidad, en algunos casos, la realidad es que el número de

componentes de las máquinas, conceptualmente diferente, es bastante limitado (aun cuando en

cada máquina puedan presentar formas y tamaños diversos). Por ejemplo:

Figura 1.2 Despiece de motor de combustión interna


Elementos de soporte:

• Bastidores

• Cojines de fricción

• Cojinetes de rodamientos

• Ejes

Elementos neumáticos e hidráulicos

• Cilindros

• Válvulas

• Bombas

• Elementos de los sistemas de control

• Sensores (mecánicos, eléctricos, etc.)

Igual que el número de componentes diferentes de las máquinas está limitado, también lo están

los diferentes materiales con que pueden ser construidos:

• Hierro y sus aleaciones

• Aluminio, magnesio, cobre, etc. y sus aleaciones.

• Goma, madera, cuero, etc.

• Plásticos y fibras sintéticas, cerámicas, etc.

Es evidente que todos, y cada uno de los elementos de las máquinas han de ser calculados para

resistir, sin fallos, todas las acciones que sobre ellos actúan. El número de tales acciones esta

también bastante limitado, siendo las más importantes:

• Fuerzas y pares, permanentes y transitorios.

• Impactos, choques y vibraciones.

• Acciones térmicas.

• Acciones corrosivas.

• Otras (de menor entidad, como eléctricas, magnéticas, etc.)

Figura 1.3 Rodamiento de bolas

Figura 1.4 Amortiguadores con sensores electrónicos


1.3.3 La estructura de las máquinas

El conjunto de elementos y mecanismos que constituyen todas las máquinas pueden a su vez

agruparse en un conjunto de sistemas o subsistemas que de una u otra forma, con mayor o menor

virtualidad, están presentes en todas las máquinas. Estos sistemas son:

• Sistemas de adquisición, transformación o generación de energía motriz. (En el caso de

un automóvil, el motor transforma la energía química del combustible en energía mecánica,

es decir, en el giro del cigüeñal con un par determinado).

• Sistema de transmisión y conversión de movimientos y fuerzas, conducente en última

estancia, a la realización del trabajo útil. (En caso del automóvil, este sistema está constituido

por el embrague, caja de cambios, transmisión y mecanismo diferencial que acciona las

ruedas motrices y permiten el movimiento del vehículo.)

• Sistema de control. Que permite dirigir y controlar la potencia, movimientos etc., de la

propia máquina. (En el caso del automóvil se encuentran dos subsistemas: la dirección, que

permite dirigir la ruta del vehículo, y el freno, acelerador y palanca y caja de cambios, que

permiten controlar la potencia del motor y la velocidad del vehículo.)

• Sistema de lubricación, imprescindible en todas las máquinas, que permite disminuir los

rozamientos y desgastes entre los elementos en contacto con movimiento relativo entre ellos.

(En el caso del automóvil está formado por el depósito de aceite, bomba de impulsión,

conductos, filtros, etc.)

Sistemas de adquisición, transformación o generación de energía motriz

Sistema de transmisión y conversión de movimientos y fuerzas

Sistema de lubricación Sistema de control

Figura 1.5 Estructura general de las máquinas.


1.4 La actividad y formación del ingeniero en el campo de la maquinaría

Se puede asegurar que en la actualidad todas las personas tienen un contacto continuo con

multitud de máquinas (a nivel de usuarios y de operadores de estas) y un grupo muy reducido,

pero también muy numeroso, tienen un contacto más intenso, en diferentes ordenes de actividad.

En el caso de la máquina automóvil, esta es operada por millones de usuarios, comercializada

por miles de técnicos, economistas, publicistas, vendedores, etc., mantenida también por miles de

técnicos de mantenimiento, fabricada por un número relativamente alto de técnicos e ingenieros

de fabricación de diversas especialidades (mecánica, electricidad, química, etc.), diseñada,

ensayada y verificada por un número más reducido de técnicos, ingenieros y otros especialistas

altamente calificados y, finalmente, los continuos avances habidos en sus materiales,

componentes métodos de cálculo y sistemas de producción, son el resultado de las actividades de

investigación y desarrollo de un grupo aun más reducido de técnicos y científicos de elevada

cualificación y especialización. Con las diferentes actividades relacionadas con el mundo de las

máquinas, el ingeniero juega un papel importante y mantiene una relación constante y dinámica.

Para desarrollar las actividades expuestas en el punto anterior, es claro que el ingeniero tiene que

poner en juego una serie de conductas adquiridas a través de un proceso de aprendizaje.

Tales conductas han de adquirirse en tres dominios diferentes:

a) el cognoscitivo o adquisición de nuevos conocimientos;

b) el psicomotriz, o la adquisición de habilidades manuales;

c) el afectivo-volitivo, o la adquisición de conductas en el plano psicológico (como

seguridad en sí mismo, capacidad de relacionarse con otros colegas, etc.)

En el caso de los ingenieros, su campo de actividad principal se mueve entre los campos de

investigación y desarrollo (que son por otra parte las que impulsan el desarrollo tecnológico) y las

de diseño, verificación y ensayos, fabricación operación y mantenimiento.

Por otra parte, las diferentes actividades exigen conductas predominantes en unos y otros

dominios; así, en la fase de investigación, desarrollo y diseño predominan los conocimientos

sobre las habilidades manuales, mientras que en las fases de operación y mantenimiento

predominan las conductas del área psicomotriz.


En el campo de la maquinaria y en el dominio cognoscitivo, el ingeniero ha de poseer

conocimientos sobre la topología de las máquinas (es decir, tipos, formas, usos, etc. de los

componentes de las máquinas y sobre sus mecanismos y subsistemas constituyentes).

También ha de poseer conocimientos sobre análisis de máquinas, que le permitan interpretar sus

diferentes partes y especialmente conocer las relaciones entre los movimientos y las fuerzas que

sobre el conjunto y sus partes pueden actuar.

Así mismo ha de poseer conocimientos de diseño y cálculo de los elementos mecánicos, que le

permitan construir máquinas seguras, que no fallen durante su vida útil.

Igualmente debe tener conocimientos sobre síntesis de máquinas y sus mecanismos

constituyentes que le permitan el rediseño o diseño puro de nuevas máquinas, en función de las

necesidades cambiantes.

En el dominio psicomotriz el ingeniero ha de poseer habilidades en el manejo de diverso

instrumental al servicio del control de las máquinas (como sensores), así como labores de

verificación, ensayos y mantenimiento.

Finalmente en el dominio afectivo-volitivo el ingeniero ha de tener la máxima seguridad en sí

mismo en cualquier actividad que ejecute relacionada con la maquinaria y capacidad para

relacionarse con otros profesionales en el entorno en que confluyen muchas personas, de muchas

especialidades diferentes.

El aprendizaje de todas estas conductas requiere la posesión de una serie de conductas previas,

adquiridas en otras disciplinas de la carrera de ingeniería, y entre las que se podrían destacar en el

conjunto de materias básicas las matemáticas y la física (especialmente la mecánica) y en el

conjunto de materias tecnológicas, el dibujo técnico, la elasticidad y resistencia de materiales la

tecnología mecánica y el conocimiento de materiales. Sin descartar muchas otras materias que

con mayor o menor intensidad han de tener presentes para acometer con éxito la amplia gama de

actividades relacionadas con la maquinaria.


CUESTIONARIO

1.1.- Describa las diferencias entre análisis y síntesis.

1.2.- Defina Cinemática y ubique su posición dentro de la Mecánica.

1.3.- ¿Qué es una máquina?.

1.4.- ¿Cuál es la diferencia entre una máquina y un mecanismo?

1.5.- ¿Qué es una estructura?.

1.6.- Describa las tareas que desempeña un rodamiento de bolas, el material del que puede estar

hecho y el tipo de esfuerzo al que se somete.

1.7.- Considerando la estructura general de las máquinas ¿dentro de que sistema ubicaría el

sistema de encendido de un motor? y ¿el subsistema del carburador?.

1.8.- ¿Dentro de que dominio ubicaría la habilidad de un ingeniero para comunicarse con las

personas?.

1.9.- ¿Cuál es la diferencia entre el dominio cognoscitivo y psicomotriz?

1.10.- Establezca la relación de la mecánica, y en particular de la cinemática, con otras áreas de

conocimiento que se imparten en su carrera.

CAPÍTULO 2

ANÁLISIS TOPOLÓGICO DE MECANISMOS

Concepto topológico de mecanismos

El estudio topológico de mecanismos comprende el análisis de los elementos que lo componen en

cuanto a: sus formas, el número de elementos, las uniones entre ellos, los tipos de movimientos

que éstos pueden efectuar, las leyes por las que se rigen, etc. El estudio topológico de los

mecanismos engloba los aspectos relativos a su configuración geométrica y las consecuencias

que de ella puedan derivarse.

2.1 Conceptos básicos topológicos

Pieza

Cuando en un mecanismo se van separando cada una de las partes que lo forman, se llega

finalmente a tener una serie de partes indivisibles, generalmente rígidas (aunque no

necesariamente) llamadas piezas.

En la Figura 2.1 se ha representado el conjunto de piezas que forman la biela de un automóvil§.

Eslabón (miembro)

Un conjunto de piezas unidas rígidamente entre sí, sin movimiento posible entre ellas, se

denomina eslabón o miembro. En Figura 2.2 se presenta el eslabón biela de un motor alternativo.

Una vez acopladas las piezas, forman un conjunto rígido, actuando, desde el punto de vista

topológico (y también cinemático y dinámico), como un solo miembro o eslabón.

Un eslabón es un elemento de una máquina o mecanismo que conecta a otros elementos y que

tiene movimiento relativo a ellos.

Un eslabón o miembro puede servir de soporte, como guía de otros eslabones, para transmitir

movimientos o bien funcionar de las tres formas.

§ Un automóvil de serie llega a tener un promedio de 16,000 piezas.

CINEMÁTICA DE LAS MÁQUINAS ANÁLISIS TOPOLÓGICO DE MECANISMOS

13

Figura 2.1 Piezas de una biela

Figura 2.2 Eslabón biela de un motor


14

Clasificación de los eslabones

• Eslabones rígidos. Están capacitados para transmitir fuerza, para jalar o empujar. A ésta

clase pertenece la mayoría de las partes metálicas de las máquinas.

• Eslabones flexibles. Son los que están constituidos para ofrecer resistencia en una sola forma

(rigidez unilateral)

Eslabones que actúan a tensión. Cuerdas, bandas, cadenas

Eslabones que actúan a presión. Agua, aceite hidráulico, conducen fuerzas de empuje.

2.2 Par cinemático

Los eslabones pueden estar conectados unos a otros de varias maneras. El contacto puede ocurrir

sobre una superficie, a lo largo de una línea, o en un punto. A aquellas partes de dos eslabones

que están en contacto con movimiento relativo entre ellos se les denomina pares.

Clasificación de los pares

Los pares pueden clasificarse:

1. Atendiendo la superficie de contacto entre los dos miembros que constituyen el par:

• Pares superiores o de contacto lineal o puntual (leva-varilla, cojinetes de bolas y

engranes).

• Pares inferiores o de contacto superficial (cilindro-embolo, perno-soporte), las superficies

de los eslabones son geométricamente similares.

Figura 2.3 Pares superiores (a) y pares inferiores (b)


15

Es importante mencionar que las conexiones de miembros por pares superiores pueden ser

reemplazadas por conexiones por pares inferiores, cuando se desee disminuir la presión de

contacto y el rozamiento. En la figura 2.4 puede verse el mecanismo empleado para mover

bombas de vapor de doble acción; en la figura (a) se observa un par superior entre los eslabones 2

y 3. La figura (b) muestra este mecanismo con par inferior entre 3 y 4. El par inferior fue

producido por la adición de un eslabón.

2. Atendiendo el movimiento relativo entre sus puntos:

• De primer grado o lineal, cuando cualquier punto de uno de los eslabones describe una

línea en su movimiento relativo respecto del otro eslabón del par.

a) Par prismático: un punto P describe una línea recta.

b) Par rotación: el punto P describe una circunferencia.

c) Par helicoidal: el punto P describe una hélice.

Figura 2.5 Pares de primer grado

Figura 2.4 Movimiento de una válvula de una bomba de vapor con pares superiores (a) e inferiores (b).

a b


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• De segundo grado o superficial, cuando cualquier punto de uno de los miembros describe

una superficie en su movimiento.

En la figura 2.6 se puede observar que al realizar el cuerpo su movimiento, el punto “P”

describe:

a) Par plano: el punto P describe un plano.

b) Par cilíndrico: el punto P describe un cilindro.

c) Par esférico: el punto P describe una esfera.

• De tercer grado o espacial, cuando un punto de uno de los eslabones describe una curva

alabada. Por ejemplo, una esfera moviéndose dentro de un tubo de igual diámetro.

Figura 2.7 Pares de tercer grado o espacial

Figura 2.6 Pares de segundo grado


17

3. Atendiendo al tipo de rozamiento entre los miembros, se clasifican:

• Par con deslizamiento: uno de los eslabones se desliza sobre otro en su movimiento

relativo. Ejemplo: cilindro-pistón figura 2.3 (b).

• Par con rodadura: uno de los eslabones rueda sobre otro, en su movimiento relativo.

Ejemplo: rueda de tren sobre un riel.

• Par con pivotamiento: uno de los eslabones pivota sobre otro, en su movimiento relativo.

Ejemplo: bisagras de una puerta.

4. Atendiendo a los grados de libertad que posee el movimiento relativo de los miembros que

forman el par se clasifican en pares de I, II, III, IV y V grados de libertad.

Un cuerpo rígido en el espacio posee seis grados de libertad (puede realizar seis movimientos

independientes entre sí; o también se puede decir que hacen falta seis variables para definir el

movimiento, Figura 2.8 (a) que vendrán representados por tres rotaciones paralelas al eje x, y, z y

tres traslaciones según esos tres ejes coordenados.

Al formarse un par cinemática, un cuerpo libre se ve obligado a permanecer en contacto con otro.

Por tanto los seis grados de libertad del primero se reducen, según sea el tipo del par ( de los seis

movimientos posibles de un miembro libre, al unirse a otro formando un par los reducirá a 5, 4, 3,

2, o 1).

En general es fácil comprender que cuando un eslabón (2) se mantiene en contacto con otro (1),

al cuál se pueden fijar los ejes coordenados, los movimientos posibles del eslabón 2 pueden ser

Figura 2.8 Grados de libertad de un cuerpo rígido en el espacio y formando un par cinemático

a) b)


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tres rotaciones y sólo dos traslaciones (una separación de 2 respecto de 1, según OZ, implica la

rotura del par, es decir, su separación), como se observa en la Figura 2.8 (b).

En la tabla 2.1 se expone una clasificación general de los pares cinemáticos, atendiendo a sus

grados de libertad.

Tabla 2.1 Esquemas, nombres y símbolos de pares cinemáticos


19

5. Clasificación de pares atendiendo al número de barras que conectan.

• Atendiendo al número de barras que conectan los pares también se pueden clasificar en

binarios (cuando conectan dos eslabones)

• ternarios (conectan tres eslabones), etc.

En general p-ario será el que conecta p miembros. En la Figura 2.9 se tienen ejemplos de pares

ternarios.

2.3 Cadenas cinemáticas

Definición de las cadenas. Cuando un número de eslabones están conectados unos a los otros por

pares elementales, de tal forma que permitan que el movimiento se efectúe en combinación, se

denomina cadena cinemática. Una cadena cinemática no es necesariamente un mecanismo; se

convierte en uno cuando se define el eslabón fijo.

Clasificación de las cadenas. Pueden clasificarse en dos grupos:

• Cadenas cerradas, cuando todos y cada uno de los miembros se une a otros dos.

• Cadena abierta, cuando hay algún miembro no unido a otros dos.

Figura 2.9 Ejemplos de pares ternarios


20

Constitución de las cadenas. Una cadena cinemática puede estar constituida por pares superiores,

inferiores, o ambos simultáneamente. Al mismo tiempo, también puede contener pares de igual o

de diferente grado. La cadena cinemática más sencilla contendrá sólo dos miembros (un par),

siendo necesariamente abierta. Un ejemplo puede constituirlo la cadena formada por un tornillo y

su tuerca o un cerrojo de pasador. Las cadenas cinemáticas cerradas más simples pueden

formarse con sólo tres miembros. Sin embargo, no siempre con tres miembros puede formarse

una cadena cinemática, dependiendo para lograrlo del tipo de pares que la formen.

Utilizando tres miembros con pares de grado diferente se pueden formar una multitud de cadenas

cinemáticas. Así, por ejemplo, con dos pares inferiores y uno superior (de contacto puntual o

lineal) pueden formarse las cadenas cinemáticas de las levas, engranajes, etc. (Fig.2.10a). Con

mayor número de miembros puede formarse todo tipo de cadenas cinemáticas. En la Fig. 2.10b se

representa una cadena típica; como se ve consta de 5 eslabones y seis pares. Se puede observar

que los eslabones 1 y 4 son ternarios, y los eslabones 2,3 y 5 son binarios.

Las cadenas cinemáticas se nombran por el número de miembros y de pares de cada grado. Así,

la cadena (n2, p2; n3, p3; n4, . . ) es la formada por n2 eslabones binarios, n3 ternarios, y n4

cuaternarios, así como p2 pares binarios, p3 ternarios y ningún cuaternario. La cadena cinemática

de la Fig. 2. 10b tiene la configuración (3,6; 2) , es decir, 3 eslabones binarios, 6 pares binarios y

2 eslabones ternarios, únicamente.

Figura 2.10 Cadenas cinemáticas

a) b)


21

2.4 Mecanismo

Un mecanismo es una cadena cinemática a la que se le ha inmovilizado uno de sus miembros, a

este eslabón fijo se le llama bastidor.

Puede haber una máquina compuesta por varios mecanismos en la que un miembro móvil de uno

de ellos sea el bastidor (eslabón fijo) de otro mecanismo.

En la mayoría de las máquinas el eslabón fijo de todos los mecanismos que la componen es un

eslabón único (por ejemplo los diferentes mecanismos que componen un motor de explosión

tienen como eslabón fijo al bastidor, formado por la culata, el bloque y el carter) lo que tampoco

implica que este bastidor sea un elemento totalmente inmóvil (por ejemplo los diferentes

mecanismos que componen un vehículo automóvil tienen un bastidor único, pero móvil con el

auto).

Recordando la definición de Reuleaux de un mecanismo, es evidente que se necesita tener una

cadena cinemática cerrada con un eslabón fijo. Cuando se hable de un eslabón fijo se da a

entender que se elige como marco de referencia para todos los demás eslabones, es decir, que los

movimientos de todos los demás eslabones se medirán con respecto a ése en particular ya que se

le considera como fijo.

Se suele definir también al mecanismo, como la parte del diseño de las máquinas que se interesa

en el diseño cinemático (es decir, se ocupa de los requerimientos de movimientos, sin abordar los

requerimientos de fuerza) de los dispositivos que contienen eslabones articulados, levas,

engranes y trenes de engranes, que son los componentes que se van a estudiar.

Cinemática de un mecanismo.

Una vez que se designa el marco de referencia (y se satisfacen otras condiciones) la cadena

cinemática se convierte en un mecanismo y conforme el eslabón que acciona al mecanismo (el

impulsor) se mueve pasando por varias posiciones denominadas fases, todos los demás eslabones

manifiestan movimientos bien definidos con respecto al marco de referencia elegido.

Se deduce que de una cadena cinemática pueden obtenerse tantos mecanismos como eslabones se

tenga, a medida que se fijen sucesivamente cada uno de ellos. Cada uno de estos mecanismos se

llama una inversión del que se ha tomado como fundamental.

Para que un mecanismo sea útil, los movimientos entre los eslabones no tienen que ser

arbitrarios, éstos también tienen que restringiese para producir los movimientos relativos


22

adecuados, los que determine el diseñador para el trabajo particular que se deba desarrollar. Estos

movimientos relativos deseados se obtienen mediante la selección correcta del número de

eslabones y las articulaciones utilizadas para conectarlos.

Por consiguiente para determinar la cinemática de un mecanismo se requiere esencialmente: la

distancia entre articulaciones sucesivas; la naturaleza de estas articulaciones y los movimientos

relativos que permitan.

Por esta razón es vital que se examine en forma minuciosa la naturaleza de las articulaciones.

Movimientos relativos de las articulaciones.

El factor de control que determina los movimientos relativos que permite una articulación dada,

es la forma que tengan las superficies o eslabones pareados. Cada tipo de articulación posee sus

propias formas características para los elementos y cada una permite un tipo de movimiento

específico, el cuál es determinado por la manera posible en que estas superficies elementales se

pueden mover una en relación con otra.

Por ejemplo, el par cilíndrico (Fig. 2.6b), también llamada articulación de pasador o espiga, tiene

elementos cilíndricos y, suponiendo que los eslabones no se pueden deslizar en sentido axial,

estas superficies permiten sólo un movimiento rotatorio (par de revolución Tabla 2.1). Por ende,

una articulación de revoluta deja que los dos eslabones conectados experimenten una rotación

relativa en torno al pasador central. De la misma manera las demás articulaciones tienen sus

propias formas de los elementos y sus propios movimientos relativos y constituyen las

condiciones limitantes o restricciones impuestas al movimiento del mecanismo.

Es conveniente señalar, que a menudo, las formas de los elementos suelen disfrazarse sutilmente,

lo que los hace difícil de reconocer. Por ejemplo, una articulación de pasador podría incluir un

cojinete de agujas, de modo que las dos superficies pareadas no se distingan como tales. Sin

embargo, si los movimientos de los rodillos individuales carecen de interés, los movimientos

permitidos por las articulaciones son equivalentes y los pares pertenecen al mismo tipo genérico.

Por ende, el criterio para distinguir clases distintas de pares se basa en el movimiento relativo que

permiten y no necesariamente en las formas de los elementos, aunque estos suelen revelar

indicios muy importantes.

El diámetro del pasador usado (u otros datos dimensionales) tampoco tiene más importancia que

las magnitudes y formas exactas de los eslabones conectados.


23

Funciones cinemáticas de eslabones y articulaciones.

Como ya se menciono, la función cinemática de un eslabón es mantener una relación geométrica

fija entre los elementos del par. Del mismo modo la única función cinemática de una articulación

o par es determinar el movimiento relativo entre los eslabones conectados. Todas las demás

características se determinan por otras razones y no tienen importancia para el estudio de la

cinemática.

Representación de los mecanismos.

Con el fin de simplificar el estudio de los mecanismos, nunca se dibujan éstos en su totalidad con

la forma y dimensiones de cada uno de los eslabones y pares, sino que se sustituye el conjunto

por un esquema o diagrama simplificado, formado generalmente por los ejes de los diferentes

miembros (o por líneas de unión de cada uno de sus articulaciones). Estas no se dibujan por regla

general (aunque algunas veces pueden representarse por medio de pequeños círculos, rectángulos,

etc.).

En las figuras 2.11 y 2.12 se representan respectivamente una grúa flotante, una puerta de acceso

para una aeronave y al lado su correspondiente esquema simplificado. Obsérvese que el eslabón

fijo se representa siempre con un rayado de línea de tierra.

En el estudio que seguirá y ha efecto de uniformizar la nomenclatura, se denominará siempre al

eslabón fijo de cualquier mecanismo con el número 1, numerando el resto de los eslabones por

orden creciente con números sucesivos, 2, 3, etc.

Figura 2.11 Grúa flotante con su diagrama esquemático


24

Puede ser difícil identificar el mecanismo cinemático en una fotografía o en un dibujo de una

máquina completa. La figura 2.13 muestra el conjunto cigüeñal-biela-pistón y su correspondiente

diagrama cinemático.

Con este diagrama se puede trabajar mucho más fácilmente y le permite al diseñador separar los

aspectos cinemáticos del problema más complejo del diseño de la máquina.

Figura 2.12 Puerta de acceso para aeronave con su diagrama esquemático

Figura 2.13 Motor de combustión interna con mecanismo de corredera-biela- manivela y su representación gráfica


25

2.4.1 Ciclo, periodo, fase y transmisión de movimiento

Cuando las partes de un mecanismo han pasado por todas las posiciones posibles que pueden

tomar después de iniciar su movimiento desde algún conjunto simultaneo de posiciones relativas

y han regresado a sus posiciones relativas originales, han creado un ciclo de movimiento. El

tiempo requerido para un ciclo de movimiento es el periodo. Las posiciones relativas simultáneas

de un mecanismo en un instante dado durante un ciclo determinan una fase.

La transmisión del movimiento de un miembro a otro en un mecanismo se realiza en tres formas:

a) contacto directo entre dos miembros, tales como levas y seguidor o entre engranes b) por

medio de un eslabón intermedio o biela y c) por medio de un conector flexible como una banda o

una cadena

2.4.2 Clasificación de los mecanismos en función de sus movimientos

Mecanismos planos, esféricos y espaciales. Los mecanismos se pueden clasificar de diversas

maneras haciendo hincapié en sus similitudes y sus diferencias. Uno de estos agrupamientos en

función de los movimientos que producen los mecanismos los divide en: mecanismos en planos,

esféricos y espaciales; y los tres grupos poseen muchas cosas en común; sin embargo, el criterio

para distinguirlos se basa en las características de los movimientos de los eslabones.

Un mecanismo plano es aquel en el que todas las partículas describen curvas planas en el espacio

y todas éstas se encuentran en planos paralelos; en otras palabras, los lugares geométricos de

todos los puntos son curvas planas paralelas a un solo plano común. Esta característica hace

posible que el lugar geométrico de cualquier punto elegido de un mecanismo plano se represente

con su verdadero tamaño y forma real, en un solo dibujo o una sola figura. La transformación del

movimiento de cualquier mecanismo de esta índole se llama coplanar. El eslabonamiento plano

de cuatro barras, la leva de placa y su seguidor, y el mecanismo de corredera-manivela (figura

2.14) son ejemplos muy conocidos de mecanismos planos. La vasta mayoría de mecanismos en

uso hoy en día son del tipo plano. Los mecanismos planos que utilizan sólo pares inferiores se

conocen con el nombre de eslabonamientos planos y sólo pueden incluir revolutas y pares

prismáticos.


26

El movimiento plano requiere que los ejes de revoluta sean paralelos y normales al plano del

movimiento, y todos los ejes de los prismas se encuentren en él.

Mecanismo esférico es aquel en el que cada eslabón tiene algún punto que se mantiene

estacionario conforme el eslabonamiento se mueve, y en el que los puntos estacionarios de todos

los eslabones están en una ubicación común; en otras palabras, el lugar geométrico de cada punto

es una curva contenida dentro de una superficie esférica y las superficies esféricas definidas por

varios puntos arbitrariamente elegidos son concéntricas. Por ende, los movimientos de todas las

partículas se pueden describir por completo mediante sus proyecciones radiales, o "sombras",

proyectadas sobre la superficie de una esfera, con un centro seleccionado en forma apropiada.

La articulación universal de Hooke es quizá el ejemplo más conocido de un mecanismo esférico.

Eslabonamientos esféricos son aquellos que se componen exclusivamente de pares de revoluta.

Un par esférico no produciría restricciones adicionales y, por ende, sería equivalente a una

abertura en la cadena, en tanto que todos los demás pares inferiores poseen movimientos no

esféricos. En el caso de eslabonamientos esféricos, los ejes de todos los pares de revoluta se

deben intersecar en un punto.

Figura 2.14 Mecanismo de corredera (cruceta), biela y manivela

Figura 2.15 Junta universal de Hooke o Cardan


27

Los mecanismos espaciales no incluyen, por otro lado, restricción alguna en los movimientos

relativos de las partículas. La transformación del movimiento no es necesariamente coplanar,

como tampoco es preciso que sea concéntrica. Un mecanismo espacial puede poseer partículas

con lugares geométricos de doble curvatura. Cualquier eslabonamiento que comprenda un par de

tornillo, por ejemplo, es un mecanismo espacial, porque el movimiento relativo dentro del par de

tornillo es helicoide. Por lo tanto, la categoría abrumadoramente más numerosa de mecanismos

planos y la de los esféricos son apenas unos cuantos casos especiales, o subconjuntos, de la

categoría general de mecanismos espaciales. Estos se obtienen como una consecuencia de la

geometría especial en las orientaciones particulares de los ejes de sus pares. Si los mecanismos

planos y esféricos son sólo casos especiales de mecanismos espaciales, ¿por qué es aconsejable

identificarlos por separado?. Debido a que por las condiciones geométricas particulares que

identifican estas clases, es factible hacer multitud de

simplificaciones en su diseño y análisis.

Puesto que no todos los mecanismos espaciales poseen la geometría afortunada de un mecanismo

plano, su concepción mediante técnicas gráficas se hace más difícil y es necesario desarrollar

técnicas más complejas para su análisis como el método analítico. Dado que la inmensa mayoría

de mecanismos en uso hoy en día son planos, nuestro estudio se centrará en ellos, sin minimizar

la importancia de los mecanismos esféricos y espaciales. Como se señaló con anterioridad, se

pueden observar los movimientos de todas las partículas de un mecanismo plano en el tamaño y

forma reales, desde una sola dirección. En otras palabras, es factible representar gráficamente

todos los movimientos en una sola perspectiva, de donde, las técnicas gráficas son muy

apropiadas para su solución.

Figura 2.16 Mecanismo

espacial. Mecanismo

de placa oscilante


28

2.4.3 Movilidad o número de grados de libertad de un mecanismo plano

Una de las primeras preocupaciones, ya sea en el diseño o en el análisis de un mecanismo, es el

número de grados de libertad, conocido también como movilidad del dispositivo. La movilidad

de un mecanismo es el número de parámetros de entrada (casi siempre variables del par) que se

deben controlar independientemente, con el fin de llevar al dispositivo a una posición en

particular.

Si por el momento se hace caso omiso de ciertas excepciones que se mencionarán más adelante,

es factible determinar la movilidad de un mecanismo directamente a través de un recuento del

número de eslabones y la cantidad y tipos de articulaciones que incluye.

Una definición equivalente de movilidad se puede expresar como, el número mínimo de

parámetros independientes requeridos para especificar la posición de cada uno de los eslabones

de un mecanismo.

Un eslabón sencillo, restringido o limitado a moverse con movimiento plano, como el mostrado

en la figura 2.17a, posee tres grados de libertad. Las coordenadas x y

y del punto P junto con el ángulo θ forman un conjunto independiente de tres parámetros que

describen la posición del punto. La figura 2.17b muestra dos eslabones desconectados con

movimiento plano.

Debido a que cada eslabón posee tres grados de libertad, estos dos eslabones tienen un total de

seis grados de libertad.

Si los dos eslabones se unen en un punto mediante una unión de revoluta, como se muestra en la

figura 2.17c, el sistema formado tendrá sólo cuatro grados de libertad.

Los cuatro parámetros independientes que describen la posición de los eslabones podrían ser, por

ejemplo, las coordenadas del punto P1 el ángulo θ1 y el ángulo θ2.

Hay muchos otros parámetros que podrán utilizarse para especificar la posición de estos

eslabones pero sólo cuatro de ellos pueden ser independientes.

Una vez que se especifican los valores de los parámetros independientes, la posición de cada

punto en ambos eslabones queda determinada.


29

Para desarrollar una ecuación general que ayude a predecir la movilidad de cualquier mecanismo

plano podemos utilizar la siguiente lógica derivada del ejemplo anterior. Antes de conectarse

entre sí, cada eslabón de un mecanismo plano posee tres grados de libertad cuando se mueven en

relación al eslabón fijo. Por consiguiente, sin contar este último, un mecanismo plano de n

eslabones posee 3(n - 1) grados de libertad antes de conectar cualquiera de las articulaciones. Al

conectar una articulación con un grado de libertad, como por ejemplo, un par de revoluta, se tiene

el efecto de proveer dos restricciones entre los eslabones conectados. Si se conecta un par con dos

grados de libertad, se proporciona una restricción. Cuando las restricciones de todas las

articulaciones se restan del total de grados de libertad de los eslabones no conectados, se

encuentra la movilidad resultante del mecanismo conectado. Cuando se usa j1, para denotar el

número de pares de un solo grado de libertad y j2 para el número de pares con dos grados de

libertad, la movilidad resultante m de un mecanismo plano de n eslabones está dada por:

(b)

Figura 2.17 Movilidad o grados de libertad

P2

P1 Yp1

Xp1

Θ2

Θ1

θ Yp P

Xp

Xp2

Θ2 P1

Θ1 Yp1

P1

Xp1

Yp2

(a)

(c)

m = 3(n - 1) - 2jl - j2 (2.1)


30

Escrita en esta forma, la ecuación 2.1 se conoce como criterio de Kutzbach para la movilidad de

un mecanismo plano, en la que:

m = movilidad o número de grados de libertad

n = número total de eslabones, incluyendo al fijo

j1 = número de pares de un grado de libertad

j2 = número de pares de dos grados de libertad.

Su aplicación se ilustra para varios casos simples en las figura 2.18 y 2.19

Si el criterio de Kutzbach da m > 0 el mecanismo posee m grados de libertad.

Si m = 1, el mecanismo se puede impulsar con un solo movimiento de entrada.

Si m = 2, entonces se necesitan dos movimientos de entrada separados para producir el

movimiento restringido del mecanismo; tal es el caso de la figura 2.18d.

Si m = 0, como sucede en la figura 2.18a, el movimiento es imposible y el mecanismo forma una

estructura.

Figura 2.18 Aplicación del criterio de movilidad de Kutzbach

Figura 2.19 Aplicación del criterio de Kutzbach a estructuras


31

Si el criterio produce m = -1 o menos, entonces hay restricciones redundantes en la cadena y

forma una estructura estáticamente indeterminada. En la figura 2.19b se ilustra el caso.

En la figura 2.19 se observa que cuando se unen tres eslabones por medio de un solo pasador, se

deben de contar dos articulaciones; una conexión de esta índole se trata como si fueran dos pares

separados pero concéntricos.

En la figura 2.20 se dan ejemplos del criterio de Kutzbach aplicado a articulaciones de dos grados

de libertad. Se debe prestar especial atención al contacto (par) entre la rueda y el eslabón fijo que

aparece en la figura 2.20b. En este caso se supuso que puede existir un corrimiento entre los

eslabones. Si este contacto incluyera dientes de engranes (combinación de cremallera-engrane) o

si la fricción fuera lo suficientemente grande como para evitar el deslizamiento, la articulación se

contaría como un par con un grado de libertad, puesto que sólo se tendría la posibilidad de un

movimiento relativo entre los eslabones.

En los mecanismo con movimiento plano generalmente sólo se encuentran cuatro tipos de

uniones: la unión giratoria o de revoluta, la prismática y la de contacto rodante, cada una con un

solo grado de libertad y la unión de leva o engrane, que tienen dos grados de libertad.

Figura 2.20 Mecanismos con pares de dos grados de libertad.


32

Hay casos en el que el criterio de Kutzbach conducirá a resultados incorrectos. Nótese que en la

figura 2.21a representa una estructura y que el criterio predice correctamente que m = 0 . No

obstante, si el eslabón 5 se coloca como se indica en la figura 2.21b, el resultado es un

eslabonamiento de doble paralelogramo con una movilidad de uno, a pesar de que la ecuación

(2.1) señala que se trata de una estructura. La movilidad real de uno se obtiene sólo cuando se

logra la geometría de paralelogramo.

Aunque el criterio tiene excepciones, sigue siendo útil gracias a su aplicación tan sencilla. Para

evitar excepciones, sería necesario incluir todas las propiedades del mecanismo. En tal caso, el

criterio sería muy complejo y resultaría inútil en la etapa inicial del diseño, cuando es muy

probable que se desconozcan aún las dimensiones.

Tabla 2.2 Tipos comunes de uniones encontradas en mecanismos planos.

Figura 2.21 Excepción del criterio de Kutzbach


33

2.4.4 Inversión cinemática

Se destaco que todo mecanismo tiene un eslabón fijo, mientras no se selecciona este eslabón de

referencia, el conjunto de eslabones conectados constituye en una cadena cinemática. Cuando se

eligen diferentes eslabones como referencias para una cadena cinemática dada, los movimientos

relativos entre los distintos eslabones no se alteran; pero sus movimientos absolutos (los que se

miden con respecto al de referencia) pueden cambiar drásticamente. El proceso de elegir como

referencia diferentes eslabones de una cadena recibe el nombre de inversión cinemática.

En una cadena cinemática de n eslabones, si se escoge cada uno de ellos sucesivamente como

referencia, se tienen n inversiones cinemáticas distintas de la cadena, es decir, n mecanismos

diferentes. Por ejemplo, la cadena de cuatro eslabones corredera-manivela ilustrada en la figura

2.22 posee cuatro inversiones diferentes.

En la figura 2.22a se presenta el mecanismo básico de corredera-manivela, tal y como se

encuentra en la mayor parte de los motores de combustión interna de hoy en día. El eslabón 4, el

pistón, es impulsado por los gases en expansión y constituye la entrada; el eslabón 2, la manivela,

es la salida impulsada; y el marco de referencia es el bloque del cilindro, el eslabón 1. Al invertir

los papeles de la entrada y la salida, este mismo mecanismo puede servir como compresora.

En la figura 2.22b se ilustra la misma cadena cinemática; sólo que ahora se ha invertido y el

eslabón 2 queda estacionario. El eslabón 1, que antes era el de referencia, gira ahora en torno a la

Figura 2.22 Cuatro

inversiones del

mecanismo corredera- manivela


34

revoluta en A. Esta inversión del mecanismo de corredera-manivela se utilizó como base del

motor rotatorio empleado en los primeros aviones.

En la figura 2.22c aparece otra inversión de la misma cadena de corredera- manivela, compuesta

por el eslabón 3, que antes era la biela, y que en estas circunstancias actúa como eslabón de

referencia. Este mecanismo se usó para impulsar las ruedas de las primeras locomotoras de vapor,

siendo el eslabón 2 una rueda.

La cuarta y última inversión de la cadena corredera-manivela, tiene el pistón, el eslabón 4,

estacionario, figura 2..22d.

Aunque no se encuentra en motores, si se hace girar la figura, 90° en dirección del movimiento

de las manecillas del reloj, este mecanismo se puede reconocer como parte de una bomba de agua

para jardín. Se observará en esta figura que el par prismático que conecta los eslabones 1 y 4 está

también invertido, es decir, se han invertido los elementos “interior” y “exterior” del par.


35

CUESTIONARIO

2.1.- ¿Para qué se realiza el análisis topológico de un mecanismo?

2.2.- ¿Cuál es la función de un eslabón en un mecanismo y como se clasifican?

2.3.- ¿A qué se le llama par y cómo se clasifican?

2.4.- Describa la diferencia entre una cadena cinemática y un mecanismo?

2.5.- ¿Qué se requiere para determinar la cinemática de un mecanismo?

2.6.- ¿Cuál es la función cinemática de eslabones y pares?

2.7.- Establezca la diferencia entre un mecanismo coplanar y un mecanismo espacial,

proporcione un ejemplo de cada uno de ellos.

2.8.- Defina movilidad de un mecanismo.

2.9.- ¿Qué significa que m = 2?

2.10.- Determine la movilidad de los mecanismo de las figuras: 2.10; 2.11; 2.12 y 2.13.

Respuesta: m = 1.

2.11.- ¿Cuál es la excepción al criterio de Kutzbach?

2.12.- ¿A qué se le llama una inversión cinemática?

2.13.- ¿Cuantas inversiones cinemáticas se pueden realizar en cada uno de los mecanismos de la

figura 2.18?

CAPÍTULO 3

MECANISMOS DE ESLABONES ARTICULADOS

3.1 Mecanismo de cuatro barras articuladas

Uno de los mecanismos más útiles y simple es el de cuatro barras articuladas. La figura 3.1 ilustra

uno de ellos. El eslabón 1 es el marco o base y generalmente es el estacionario. El eslabón 2 es el

motriz, el cual gira completamente o puede oscilar. En cualquiera de los casos, el eslabón 4

oscila. Si el eslabón 2 gira completamente, entonces el mecanismo transforma el movimiento

rotatorio en movimiento oscilatorio. Si la manivela oscila, entonces el mecanismo multiplica el

movimiento oscilatorio.

Cuando el eslabón 2 gira completamente, no hay peligro de que éste se trabe. Sin embargo, si el 2

oscila, se debe tener cuidado de dar las dimensiones adecuadas a los eslabones para impedir que

haya puntos muertos de manera que el mecanismo no se detenga en sus posiciones extremas.

Estos puntos muertos ocurren cuando la línea de acción de la fuerza motriz se dirige a lo largo del

eslabón 4, como se muestra mediante las líneas punteadas en la figura 3.2. Si el mecanismo de

cuatro barras articuladas se diseña de manera que el eslabón 2 pueda girar completamente, pero

se hace que el 4 sea el motriz, entonces ocurrirán puntos muertos, por lo que, es necesario tener

un volante para ayudar a pasar por estos puntos muertos.

Figura 3.1 Cuadro

articulado

CINEMÁTICA DE LAS MÁQUINAS MECANISMOS DE ESLABONES ARTICULADOS

37

Además de los puntos muertos posibles en el mecanismo dé cuatro barras articuladas, es

necesario tener en cuenta el ángulo de transmisión (γ), que es el ángulo entre el eslabón conector

3 (acoplador) y el eslabón de salida 4 (oscilador).

3.1.1 Ley de Grashof

Evidentemente, una de las consideraciones de mayor importancia cuando se diseña un

mecanismo que se impulsará con un motor, es asegurarse de que la manivela de entrada pueda

realizar una revolución completa. Los mecanismos en los que ningún eslabón describe una

revolución completa no serían útiles para estas aplicaciones. Cuando se trata de un

eslabonamiento de cuatro barras, existe una prueba muy sencilla para saber si se presenta este

caso.

La ley de Grashof afirma que, para un eslabonamiento plano de cuatro barras, la suma de las

longitudes más corta y más larga de los eslabones no puede ser mayor que la suma de las

longitudes de los dos eslabones restantes, si se desea que exista una rotación relativa continua

entre dos elementos. Esto se ilustra en la figura 3.3a, en donde el eslabón más largo es (l), el más

corto es (s) y los otros dos tienen las longitudes p y q. Siguiendo esta notación, la ley de Grashof

especifica que uno de los eslabones, en particular el más pequeño, girará continuamente en

relación con los otros tres sólo cuando

s + 1 ≤ p + q (3.1)

Si no se satisface esta desigualdad, ningún eslabón efectuará una revolución completa en relación

con otro. Conviene hacer notar el hecho de que nada en la ley de Grashof especifica el orden en

el que los eslabones se conectan, o cuál de los eslabones de la cadena de cuatro barras es el fijo.

En consecuencia, se está en libertad de fijar cualquiera de los cuatro que se crea conveniente.

Figura 3.2 Cuadro

articulado, punto muerto.


38

Cuando se hace esto se crean las cuatro inversiones del eslabonamiento de cuatro barras ilustrado

en la figura 3.3. Las cuatro se ajustan a la ley de Grashof y en cada una de ellas el eslabón s

describe una revolución completa en relación con los otros eslabones. Las diferentes inversiones

se distinguen por la ubicación del eslabón s en relación con el fijo. Si el eslabón más corto s es

adyacente al fijo, como se consigna en la figura- 3.3a y b, se obtiene lo que se conoce como

eslabonamiento de manivela-oscilador. Por supuesto, el eslabón s es la manivela ya que es capaz

de girar continuamente, y el eslabón p, que sólo puede oscilar entre ciertos límites, es el

oscilador. El mecanismo de eslabón de arrastre, llamado también eslabonamiento de doble

manivela, se obtiene seleccionando al eslabón más corto s como el de referencia. En esta

inversión, que se muestra en la figura 3.3c, los dos eslabones adyacentes a s pueden girar en

forma continua y ambos se describen adecuadamente como manivelas y, por lo común, el más

corto de los dos se usa como entrada.

Figura 3.3 Cuatro inversiones del cuadro articulado, a) y b) mecanismos de manivela- oscilador. c) mecanismo de eslabón de arrastre. d) mecanismo de doble oscilador


39

Aunque se trata de un mecanismo muy común, el lector descubrirá que es un problema muy

interesante intentar construir un modelo práctico que pueda operar un ciclo completo. Si se fija el

eslabón opuesto a s, se obtiene la cuarta inversión, o sea, el mecanismo de doble oscilador que

aparece en la figura 3.3d. Se observará que aunque el eslabón s es capaz de efectuar una

revolución completa, ninguno de los adyacentes al de referencia puede hacer lo mismo, ambos

deben oscilar entre límites y son, por lo tanto, osciladores. En cada una de estas inversiones, el

eslabón más corto s es adyacente al más largo 1. No obstante, se tendrán exactamente los mismos

tipos de inversiones del eslabonamiento si el eslabón más largo 1 está opuesto al más corto s, el

estudiante debe demostrar esto para comprobar que así es en efecto.

3.1.2 Ventaja mecánica

Debido al uso difundido del eslabonamiento de cuatro barras, conviene hacer ahora algunas

observaciones, las que ayudarán a juzgar la calidad de este tipo de eslabonamiento para su

aplicación específica. Examínese el eslabonamiento de cuatro barras ilustrado en la figura 3.4.

Puesto que, según la ley de Grashof, este eslabonamiento en particular pertenece a la variedad de

manivela-oscilador, es muy probable que el eslabón 2 sea el impulsor y el 4 su seguidor. El

eslabón 1 es el de referencia y el 3 se llama el acoplador, dado que acopla los movimientos de las

manivelas de entrada y salida.

Un índice de mérito utilizado, entre otros, para determinar si un mecanismo es eficiente o

deficiente, esto es, para determinar la capacidad de un mecanismo para transmitir fuerza o

potencia, es la llamada ventaja mecánica (VM).

La ventaja mecánica de un eslabonamiento es la razón del momento de torsión de salida (T4)

ejercido por el eslabón impulsado, al momento de torsión de entrada (T2) que se necesita en el

impulsor,

VM = T4 / T2 (3.2)

Considerando que el mecanismo de la figura 3.4 carece de fricción e inercia durante su

funcionamiento o que estas son despreciables en comparación con el momento de entrada T2

aplicado al eslabón 2, y al momento de torsión de salida T4 aplicado al eslabón 4, la potencia de

entrada aplicada al eslabón 2 es la negativa de la potencia aplicada al eslabón 4 por acción de la

carga; esto es T2w2 = - T4w4


40

Por lo tanto se puede expresar:

Considerando el ángulo entre los eslabones se tiene que la ventaja mecánica del eslabonamiento

de cuatro barras es directamente proporcional al seno del ángulo γ comprendido entre el

acoplador y el seguidor, e inversamente proporcional al seno del ángulo β formado por el

acoplador y el impulsor. Por supuesto, estos dos ángulos y, por ende, la ventaja mecánica

cambian en forma continua conforme se mueve el eslabonamiento. Por lo anterior, se puede

expresar la ventaja mecánica como:

Cuando el seno del ángulo β se hace cero la ventaja mecánica se hace infinita; de donde, en dicha

posición, sólo se necesita un pequeño momento de torsión de entrada para contrarrestar una carga

de momento de torsión de salida sustancial. Este es el caso en el que el impulsor AB de la figura

3.4 está directamente alineado con el acoplador BC, y ocurre cuando la manivela está en la

posición AB1, y otra vez cuando se encuentra en la posición AB4.

Figura 3.4 Eslabonamiento de cuatro barras, posiciones de volquete

VM = T4 = - w2 (3.3) T2 w4

VM = T4 = - w2 = - CD Sen γ (3.4) T2 w4 AB Sen β


41

Se observa que éstas definen también las posiciones extremas de recorrido del oscilador DC1 y

DC4. Cuando el eslabonamiento de cuatro barras se encuentra en cualquiera de estas posiciones,

la ventaja mecánica es infinita y se dice que el eslabonamiento tiene una posición de volquete.

El ángulo γ entre el acoplador y el seguidor se llama ángulo de transmisión. Conforme éste

disminuye, la ventaja mecánica se reduce e incluso una cantidad pequeña de fricción hará que el

mecanismo se cierre o se trabe. Una regla práctica común es que el eslabonamiento de cuatro

barras no se debe usar en la región en la que el ángulo de transmisión sea menor que, por

ejemplo, 45 ó 50°. En general para una mejor transmisión de la fuerza dentro del mecanismo, los

eslabones 3 y 4 deberán ser casi perpendiculares a lo largo de todo el ciclo de movimiento.

Los valores extremos del ángulo de transmisión ocurren cuando la manivela AB está alineada con

el eslabón de referencia AD. En la figura 3.4, el ángulo de transmisión es mínimo cuando la

manivela se encuentra en la posición AB2 y máximo cuando está en la posición AB3. Dada la

facilidad con la que se puede examinar visualmente, el ángulo de transmisión se ha convertido en

una medida comúnmente aceptada de la calidad del diseño de un eslabonamiento de cuatro

barras.

Nótese que las definiciones de ventaja mecánica, volquete y ángulo de transmisión dependen de

la elección de los eslabones impulsor e impulsado. En esta misma figura, si el eslabón 4 se usa

como impulsor y el 2 actúa como seguidor, los papeles de β y γ se invierten. En tal caso, el

eslabonamiento no tiene posición de volquete y su ventaja mecánica se hace cero cuando el

eslabón 2 se halla en la posición AB1, o la AB4, en vista de que el ángulo de transmisión es

entonces cero.

3.1.3 Análisis de posición

Se puede obtener una ecuación para el ángulo de transmisión aplicando la ley de los cosenos a los

triángulos A 02 04 y AB04 de la figura 3.5a, en la forma siguiente:

y también

Por tanto,

z2 = r12 + r2

2 - 2r1 r2 cos θ2

z2 = r32 + r4

2 - 2r3 r4 cos γ

r12 + r2

2 - 2r1 r2 cos θ2 = r32 + r4

2 - 2r3 r4 cos γ


42

y

en donde el valor de z se calcula a partir de la primera de las dos ecuaciones de la ley de los

cosenos. Con las dimensiones del mecanismo de eslabones articulados que se muestra (es decir

r1, r2, r3, y r4), γ es una función solamente del ángulo de entrada θ2.

Observe que habrá dos valores de γ correspondientes a cualquier valor de θ2 debido a que el arco

coseno es una función de dos valores. El segundo valor de γ corresponde, físicamente, al segundo

modo de ensamble, ramificación o cierre, del mecanismo de cuatro barras, como se ilustra en la

figura 3.5b. Para cualquier valor del ángulo de entrada θ2, el mecanismo de cuatro barras puede

ensamblarse o armarse en dos formas diferentes.

φ

Figura 3.5a Eslabonamiento de cuatro barras, ángulo de transmisión γ

φ

γ = cos-1 [ z2 – r32 – r4

2 ] (3.4) - 2r3r4

Figura 3.5b Eslabonamiento de cuatro barras, ángulo de transmisión γ


43

Si el ángulo de transmisión se desvía de + 90° ó – 90° en más de 45° ó 50° aproximadamente, el

eslabón tiende a pegarse debido a la fricción en las uniones o articulaciones; los eslabones 3 y 4

también tienden a alinearse y se podrían trabar.

El ángulo de salida del mecanismo de cuatro barras (ángulo θ4 en la figura 3.5b) también puede

encontrarse en forma cerrada como una función de θ2 . Haciendo referencia a la figura 3.5a, la

ley de los cosenos puede utilizarse para expresar los ángulos α y ϕ como sigue:

Y el ángulo θ4 en la figura 3.5a esta dado por:

Debe tenerse mucho cuidado al usar este resultado ya que tanto α como ϕ pueden ser ángulos

positivos o negativos, dependiendo, de la solución que se tome para la función arcocoseno. Para

el segundo cierre del mecanismo articulado (figura 2.3b), ϕ debe tomarse como positivo y α

como negativo a fin de usar la ecuación 3.7. En general, para 0°< θ2 < 180°, ϕ debe elegirse de

manera que 0°< ϕ < 180°; y de manera similar, para 180°< θ2 < 360°, ϕ debe seleccionarse de

manera que 180°< ϕ < 360°.

Con ϕ elegido de esta forma, los valores de α producirán valores de θ4 correspondientes a los

dos cierres distintos del mecanismo articulado.

El procedimiento para encontrar los ángulos de salida variables de un mecanismo, en función del

ángulo de entrada, se conoce como análisis de posición.

El método del análisis de posición que se acaba de presentar es sólo uno de varios enfoques

posibles. El problema del análisis de posición para los mecanismos articulados que contienen más

de cuatro eslabones puede volverse extremadamente complicado.

α = cos-1 [ z2 + r42 – r3

2] (3.5) 2 z r4

ϕ = cos-1 [ z2 + r12 – r2

2] (3.6) 2 z r1

θ4 = 180° - (α + ϕ) (3.7)


44

Ejemplo 3.1. Para el mecanismo de cuadro articulado mostrado en la figura 3.5a considerando al

eslabón 2 como el impulsor con r1 = 7 pulg, r2 = 3 pulg, r3 = 8 pulg, r4 = 6 pulg y θ2 = 60°,

encuentre : a) el ángulo de transmisión γ ; b) el ángulo de salida θ4

Al sustituir los valores conocidos en la primera ecuación de la ley de los cosenos se tiene:

Si se sustituye este valor en la ecuaciones 3.5, 3.6 y 3.7 junto con las ecuaciones de los eslabones

se tiene:

Debido a que θ2 esta entre 0° y 180°, ϕ debe tomarse como positivo. En consecuencia, los valores

de θ4 están dados por:

Evidentemente, el primer valor de θ4 es correcto para el cierre mostrado en la figura 3.5a y el

segundo valor para el cierre de la figura 3.5b. Se deja como ejercicio para el estudiante

determinar la ventaja mecánica del cuadro articulado en esta posición.

3.1.4 Curvas del acoplador

La biela o acoplador de un eslabonamiento plano de cuatro barras se puede concebir como un

plano infinito que se extiende en todas las direcciones; pero que se conecta por medio de

pasadores a los eslabones de entrada y de salida. Así pues, durante el movimiento del

eslabonamiento, cualquier punto fijado al plano del acoplador genera una trayectoria determinada

con respecto al eslabón fijo y que recibe el nombre de curva del acoplador. Dos trayectorias de

este tipo, a saber, las generadas por las conexiones de pasador del acoplador, son simples círculos

Z2 = 72 + 32 – 2(7)(3) cos 60° = 37

Z = 6.083 pulg

γ = arccos 37 – 82 - 62 ; a) γ = ± 48.986°

-(2)(8)(6)

α = arccos 37 + 62 - 82 ; α = ± 82.917°

(2)(6.083)(6)

ϕ = arccos 37 + 72 - 32 ; ϕ = ± 25.285°

(2)(6.083)(6)

θ4 = 180° - (± 82.917° + 25.285°) ; b) θ4 = 71.789° ; 237.632°


45

cuyos centros se encuentran en los dos pivotes fijos (ver en figura 3.1 puntos A y B); pero existen

otros puntos que describen curvas mucho más complejas. El atlas de Hrones-Nelson§ es una de

las fuentes más notables de curvas de acopladores para eslabonamientos de cuatro barras. Esta

obra se compone de un conjunto de gráficas de 11 x 17 pulg que contienen más de 7 000 curvas

de acopladores de eslabonamientos de manivela-oscilador.

3.2 Mecanismos de línea recta

A finales del siglo XVII, antes de la aparición de la fresadora, era extremadamente difícil

maquinar superficies rectas y planas; y por esta razón no era fácil fabricar pares prismáticos

aceptables, que no tuvieran demasiado juego entre dientes. Durante esa época se reflexionó

mucho sobre el problema de obtener un movimiento en línea recta como parte de la curva del

acoplador de un eslabonamiento que sólo contara con conexiones de revoluta. Es probable que el

resultado mejor conocido de esta búsqueda sea la invención del mecanismo de línea recta

desarrollado por Watt para guiar el pistón de las primeras máquinas de vapor. En la figura 3.6a se

muestra que el eslabonamiento de Watt es uno de cuatro barras que desarrolla una línea

aproximadamente recta como parte de su curva del acoplador.

Aunque no describe una recta exacta, se logra una aproximación aceptable sobre una distancia de

recorrido considerable. Otro eslabonamiento de cuatro barras en el que el punto de trazo P genera

un segmento aproximadamente rectilíneo de la curva del acoplador, es el mecanismo de Roberts

(Figura 3.6b). Las líneas a trazos de la figura indican que el eslabonamiento se define cuando se

forman tres triángulos isósceles congruentes; de donde, BC = AD/2.

El punto de trazo P del eslabonamiento de Chebychev de la figura 3.6c genera también una línea

más o menos recta. El eslabonamiento se forma creando un triángulo 3-4-5 con el eslabón 4 en

posición vertical, como la señalan las líneas a trazos; así pues, DB' = 3, AD = 4, y AB' = 5.

Puesto que AB = DC, DC' = 5 y el punto de trazo P' es el punto medio del eslabón BC. Nótese

que DP'C forma también un triángulo 3-4-5 y, por tanto, P y P' son dos puntos sobre una recta

paralela a AD.

§ J.A. Hrones y G.L. Nelson, Análisis of the Four-bar Linkage, M.I.T.-Wiley, New York, 1951.


46

Aun más, otro mecanismo que genera un segmento rectilíneo es el inversor de Peaucillier

ilustrado en la figura 3.6d. Las condiciones que describen su geometría son que BC = BP = EC =

EP y AB = AE de tal modo que, por simetría, los puntos A, C y P siempre están sobre una recta

que pasa por A. En estas circunstancias, (AC)(AP) = k, una constante, y se dice que las curvas

generadas por C y P son inversas una de la otra. Si se coloca el otro pivote fijo D de tal suerte que

AD = CD, entonces, el punto C debe recorrer un arco circular y el punto P describirá una línea

recta exacta. Otra propiedad interesante es que si AD no es igual a CD, se puede hacer que el

punto P recorra un arco verdaderamente circular de radio muy grande.

3.3 Mecanismos de retorno rápido

En muchas aplicaciones, los mecanismos se usan para realizar operaciones repetitivas tales como:

empujar piezas a lo largo de una línea de montaje; sujetar piezas juntas mientras se sueldan; para

Figura 3.6 Mecanismos de línea recta: a) eslabonamiento de Watt, b) Mecanismo de Roberts, c) eslabonamiento de Chevichev y d) inversor de Peaucillier


47

doblar cajas de cartón en una máquina de embalaje automatizada; en máquinas herramientas para

producir una carrera lenta de recorte y una carrera rápida de retorno; etc. En esta clase de

aplicaciones resulta a menudo conveniente usar un motor de velocidad constante, y esto es lo que

llevó al análisis de la ley de Grashof . No obstante, también es preciso tomar en cuenta los

requerimientos de energía y tiempo. En estas operaciones repetitivas existe por lo común una

parte del ciclo en la que el mecanismo se somete a una carga, llamada carrera de avance o de

trabajo, y una parte del ciclo conocida como carrera de retorno en la que el mecanismo no efectúa

un trabajo sino que se limita a devolverse para repetir la operación. Existen varios mecanismos de

retorno rápido, los cuales se describen a continuación.

Mecanismo corredera-manivela descentrado.

Por ejemplo, en el mecanismo excéntrico de corredera-manivela de la figura 3.7, puede ser que

se requiera trabajo para contrarrestar la carga F mientras el pistón se mueve hacia la derecha,

desde C1 hasta C2; pero no así durante su retorno a la posición C1, ya que es probable que se haya

quitado la carga. En tales situaciones, para mantener los requerimientos de potencia del motor en

un mínimo y evitar el desperdicio de tiempo valioso, conviene diseñar el mecanismo de tal

manera que el pistón se mueva con mayor rapidez durante la carrera de retorno que en la carrera

de trabajo, es decir, usar una fracción mayor del cielo para ejecutar el trabajo que para el retorno.

Figura 3.7 Mecanismo excéntrico de corredera y manivela descentrado


48

Una medida de lo apropiado de un mecanismo desde este punto de vista, conocida con el nombre

de razón del tiempo de avance al tiempo de retorno (Q), se define mediante la fórmula:

Un mecanismo para el cual el valor de Q es grande, resulta más conveniente para esta clase de

operaciones repetitivas que aquellos que se caracterizan por valores pequeños de Q. Ciertamente,

cualquier operación de esta naturaleza emplearía un mecanismo para el cual Q es mayor que la

unidad. Debido a esto, los mecanismos con valores de Q superiores a la unidad se conocen como

de retorno rápido.

Suponiendo que el motor impulsor opera a velocidad constante, es fácil encontrar la razón de

tiempos. Como se indica en la figura 3.7, lo primero es determinar las dos posiciones de la

manivela, AB1, y AB2, que marcan el principio y el fin de la carrera de trabajo. A continuación,

después de observar la dirección de rotación de la manivela, se mide el ángulo de la manivela α

que se recorre durante la carrera de avance y el ángulo restante de la manivela β, de la carrera de

retorno. Luego, si el periodo del motor es τ, el tiempo de la carrera de avance es:

Nótese que la razón de tiempos de un mecanismo de retorno rápido no depende de la cantidad de

trabajo realizado o incluso de la velocidad del motor impulsor, sino que es una propiedad

cinemática del propio mecanismo y se encuentra basándose exclusivamente en la geometría del

dispositivo.

No obstante se observará que existe una dirección apropiada de rotación y una no apropiada en

esta clase de dispositivo. Si se invirtiera el giro del motor del ejemplo de la figura 3.7, los papeles

Q = tiempo de la carrera de avance (a) tiempo de la carrera de retorno

Tiempo de la carrera de avance = α (τ) (b) 2π y el de la carrera de retorno es:

Tiempo de la carrera de retorno = β (τ) (c) 2π Por último, combinando las ecuaciones (a), (b) y (c) se obtiene la sencilla expresión que sigue para la razón de tiempos: Q = α (3.8)

β


49

de α y β se invertirían también y la razón de tiempos sería menor que 1. De donde el motor debe

girar en el sentido contrario al del movimiento de las manecillas del reloj cuando se trata de este

mecanismo, con el fin de asegurar la propiedad de retorno rápido.

Mecanismo de Whitworth

Éste es una variante de la primera inversión de la biela-corredera-manivela en la que la manivela

se mantiene fija. La figura 3.8 muestra el mecanismo y tanto el eslabón 2 como el 4 giran

revoluciones completas.

Mecanismo de cepillo de manivela.

Este mecanismo es una variante de la segunda, inversión de la biela-manivela- corredera en la

cual la biela se mantiene fija. La figura 3.9a muestra el arreglo en el que el eslabón 2 gira

completamente y el eslabón 4 oscila.

Si se reduce la distancia 0204 hasta ser menor que la manivela, entonces el mecanismo se

convierte, en un Whitworth.

Mecanismo de eslabón de arrastre.

Este mecanismo se obtiene a partir del mecanismo de cuatro barras articuladas y se muestra en la

figura 3.9b. Para un velocidad angular constante del eslabón 2, el 4 gira a una velocidad no

uniforme. El ariete 6 se mueve con velocidad casi constante durante la mayor parte de la carrera

ascendente para producir una carrera ascendente lenta y una carrera descendente rápida cuando el

eslabón motriz gira en el sentido de las manecillas del reloj.

Figura 3.8 Mecanismo de Whitworth


50

3.4 Ruedas de cámara

Este mecanismo toma distintas formas que operan dentro de una caja o alojamiento. Un tipo de

ruedas de cámara tiene solamente un rotor colocado excéntricamente dentro de la caja y por lo

general es una variante del mecanismo biela-corredera-manivela. La figura 3.10 muestra una

ilustración; el mecanismo mostrado se diseño originalmente para las máquinas de vapor, aunque

en su aplicación moderna se emplea bajo la forma de bomba.

Otro ejemplo de ruedas de cámaras es el que se muestra en la figura 3.11 que ilustra el principio

del motor Wankel. En este mecanismo los gases en dilatación actúan sobre el rotor de tres lóbulos

Figura 3.10 Mecanismo de ruedas de cámara

Figura 3.9 a) Mecanismo de cepillo manivela b) Mecanismo de eslabón de arrastre

a) b)


51

el cual gira directamente sobre el excéntrico y transmite el par de torsión a la flecha de salida por

medio del excéntrico que forma parte de la flecha. La relación de tres fases entre el rotor y la

rotación de la flecha excéntrica se mantiene por medio de un par de engranes internos y externos

(que no se muestran) de manera que el movimiento orbital del rotor se mantiene debidamente.

3.5 Mecanismos de movimiento intermitente.

Hay muchos casos en los que es necesario convertir un movimiento continuo en movimiento

intermitente. Uno de los ejemplos más claros es el posicionamiento de la masa de trabajo de una

máquina-herramienta para que la nueva pieza de trabajo quede frente a las herramientas de corte

con cada posición de la mesa. Hay varias formas de obtener este tipo de movimiento y algunos de

ellos se mencionan a continuación:

Rueda de Ginebra.

Este mecanismo es muy útil para producir un movimiento intermitente debido a que se minimiza

el choque durante el acoplamiento. La figura 3.12 muestra una ilustración en donde la placa 1,

que gira continuamente, contiene un perno motriz P que se embona en una ranura en el miembro

movido 2. En la ilustración, el miembro 2 gira un cuarto de revolución por cada revolución de la

placa 1. La ranura en el miembro 2 debe ser tangente a la trayectoria del perno al momento de

Figura 3.11 Mecanismo de ruedas de cámara. Motor Wankel


52

embonarse para reducir el choque. Esto significa que el ángulo 01PO2 debe ser recto. También se

puede ver que el ángulo β es la mitad del ángulo que gira el miembro 2 durante el período de

posicionamiento. Para este caso, β es igual a 45°.

Es necesario proporcionar un dispositivo de fijación de manera que el miembro 2 no tienda a

girar cuando no esté siendo posicionado. Una de las formas más sencillas de hacerlo es montar

una placa de fijación sobre la placa 1 cuya superficie convexa le acopla con la superficie cóncava

del miembro 2, excepto durante el período de posicionamiento. Es necesario cortar la placa de

fijación hacia atrás para proporcionar espacio para que el miembro 2 gire libremente a través del

ángulo de posicionamiento. El arco de holgura o libre en la placa de fijación es igual al doble del

ángulo α.

Si una de las ranuras del miembro 2 está cerrada, entonces la placa 1 solamente puede efectuar un

número limitado de revoluciones, antes de que el perno P llegue a la ranura cerrada y se detenga

el movimiento. Esta modificación se conoce con el nombre de parada o tope de Ginebra y se

emplea en relojes de pulso y dispositivos análogos para evitar que la cuerda se enrolle demasiado.

Figura 3.12 Rueda de Ginebra


53

Mecanismo de trinquete

Este mecanismo se emplea para producir un movimiento circular intermitente a partir de un

miembro oscilatorio o reciprocante. La figura 3.13 muestra los detalles. La rueda 4 recibe

movimiento circular intermitente por medio del brazo 2 y el trinquete motriz 3. Un segundo

trinquete 5 impide que la rueda 4 gire hacia atrás cuando el brazo 2 gira en el sentido de las

manecillas del reloj al prepararse para otra carrera.

La línea de acción PN del trinquete motriz y del diente debe pasar entre los centros 0 y A, como

se muestra, con el propósito de que el trinquete 3 permanezca en contacto con el diente. La línea

de acción (que no se muestra) para el trinquete de fijación y el diente debe pasar entre los centros

0 y B. Este mecanismo tiene muchas aplicaciones, en especial en dispositivos de conteo.

Engranaje intermitente.

Este mecanismo se aplica en los casos en que las cargas son ligeras y el choque es de importancia

secundaria. La rueda, motriz lleva un diente y el miembro movido un número de espacios de

dientes para producir el ángulo necesario de posicionamiento. La figura 3.14 muestra este

arreglo. Se debe emplear un dispositivo de fijación para evitar que la rueda 2 gire cuando no está

marcando. En la figura se muestra un método; la superficie convexa de la rueda 1 se acopla con la

superficie cóncava entre los espacios de los dientes del miembro 2.

Figura 3.13 Mecanismo de trinquete


54

Mecanismos de escape.

Hay muchos tipos de escapes, pero el que se usa en los relojes debido a la gran exactitud es el

escape de volante mostrado en la figura 3.15.

Figura 3.14 Engrane intermitente

Figura 3.15 Escape de volante


55

Este tipo de mecanismo es uno en que se permite girar a una rueda dentada, a la que se aplica

torsión, con pasos discretos bajo la acción de un péndulo. Debido a esta acción, el mecanismo se

puede emplear como dispositivo de tiempo, y es precisamente como tal que encuentra su máxima

aplicación en los relojes de pared y de pulso. Una segunda aplicación consiste en emplearlo como

gobernador para conducir el desplazamiento, la torsión o la velocidad.

Funcionamiento del escape de volante. El volante y el pelo (resorte fino) constituyen un péndulo

de torsión con un período fijo (el tiempo para la oscilación en un ciclo). La rueda de escape se

mueve por la acción de un resorte principal y un tren de engranes (que no aparece ilustrado) y

tiene una rotación intermitente en el sentido de las manecillas del reloj, gobernado por la palanca.

La palanca permite a la rueda de escape avanzar un diente por cada oscilación completa del

volante. En consecuencia, la rueda de escape cuenta el número de veces que el volante oscila y

también proporciona energía al volante por medio de la palanca para compensar las. pérdidas por

fricción y por efecto del aire.

Para estudiar el movimiento de este mecanismo a lo largo de un ciclo, considere la palanca

detenida contra el perno del lado izquierdo mediante el diente A de la rueda de escape que actúa

sobre la piedra de paleta izquierda. El volante gira en el sentido contrario al de las manecillas del

reloj de manera que su joya choca contra la palanca, moviéndola en el sentido de las manecillas.

El movimiento de la palanca hace que la piedra izquierda de paleta sé deslice y que destrabe el

diente A de la rueda de escape, con lo que ahora la rueda gira en el sentido de las manecillas y la

parte superior del diente A da un impulso a la parte inferior de la piedra izquierda al deslizarse

por debajo de la misma. Con este impulso la palanca comienza a mover la joya, con lo que da

energía al volante para mantener su movimiento.

Después de que la rueda de escape gira una pequeña distancia, vuelve al reposo nuevamente

cuando el diente B choca contra la piedra derecha de paleta, la que ha bajado debido a la rotación

de la palanca. Ésta choca contra el perno del lado derecho y se detiene, aunque .el volante sigue

girando hasta que su energía es vencida por la tensión del pelo, la fricción del pivote y la

resistencia del aire.

La fuerza del diente B de la rueda de escape sobre. la piedra de paleta derecha mantiene a la

palanca asegurada contra el perno del lado derecho. Él volante completa su giro, invierte la

dirección y vuelve con un movimiento en el sentido de las manecillas del reloj. Ahora la joya

choca contra el lado izquierdo de la ranura de la palanca y mueve a ésta en el sentido contrario al


56

de las manecillas del reloj. Esta acción libera el diente B, el cual da un impulso a la palanca por

medio de la piedra derecha. Después de una pequeña rotación de la rueda de escape, vuelve al

reposo cuando el diente A choca contra la piedra izquierda.

Otro nombre con el que se conoce al escape de volante es el de escape de palanca desprendida

debido a que el volante está libre y sin contacto con la palanca durante la mayor parte de su

oscilación. Debido a esta libertad relativa del volante, el escape tiene una exactitud de ± 1%.

El lector interesado en obtener mayor información con relación a los escapes y sus aplicaciones

puede consultar una de las muchas referencias acerca del tema.


57

CUESTIONARIO

3.1.- El eslabón motriz, en un mecanismo de cuatro barras, gira u oscila ¿cuál es el efecto en el

eslabón de salida en uno y otro caso?

3.2.- ¿A qué se le llaman puntos muertos en un mecanismo de cuatro barras, que problema

ocasionan y como se evitan?

3.3.- Exprese la ley de Grashof e indique su uso.

3.4.- ¿Cómo se obtiene un mecanismo de doble manivela?

3.5.- Defina Ventaja Mecánica.

3.6.- ¿En que momento un mecanismo de cuatro barras tiene una posición de volquete?.

3.7.- ¿Para qué se utiliza el análisis de posición?

3.8.- Para el mecanismo de cuadro articulado mostrado en la figura 3.5a considerando al eslabón

2 como el impulsor con r1 = 7 pulg, r2 = 2.5 pulg, r3 = 8 pulg, r4 = 6 pulg y θ2 = 45°, encuentre:

a) el ángulo de transmisión γ; b) el ángulo de salida θ4

3.9.- ¿Cómo se origina una curva del acoplador?

3.10.- Mencione tres mecanismos de línea recta.

3.11.- ¿Cuándo se utiliza un mecanismo de retorno rápido?

3.12.- ¿De que depende la razón de tiempos de un mecanismo?

3.13.- ¿Cuál es la diferencia entre un mecanismo de Whitworth y un mecanismo de eslabón de

arrastre?

3.14.- ¿ Cuál es la diferencia entre un mecanismo de eslabón de arrastre y un mecanismo de

cepillo manivela?

3.15.- ¿Qué caracteriza un mecanismo de ruedas de cámara?

3.16.- ¿Qué caracteriza un mecanismo de movimiento intermitente?

CAPÍTULO 4

CENTROS INSTANTÁNEOS

4.1 Generalidades.

Los eslabones con movimiento coplanario se pueden dividir en tres grupos: (a) aquellos con

movimiento angular sobre un eje fijo; (b) aquellos con movimiento angular, pero que no están

sobre un eje fijo; (c) Aquellos con movimiento lineal, pero sin movimiento angular. Todos estos

movimientos pueden ser estudiados mediante el uso de centros instantáneos.

Este concepto se basa en el hecho de que un par de puntos coincidentes en dos eslabones en

movimiento en un instante dado tendrán velocidades idénticas en relación a un eslabón fijo y, en

consecuencia, tendrán una velocidad igual a cero entre sí. Por razones cinemáticas no tomaremos

en cuenta el espesor de los cuerpos perpendiculares al plano de movimiento y trataremos con las

proyecciones de los cuerpos en este plano.

El centro instantáneo se puede definir de cualquiera de las siguientes maneras:

A) Cuando dos cuerpos tienen movimiento relativo coplanario, el centro instantáneo es un

punto en un cuerpo sobre el cual otro gira en el instante considerado.

B) Cuando dos cuerpos tiene movimiento relativo coplanario, el cetro instantáneo es el

punto en el que los cuerpos están relativamente inmóviles en el instante considerado.

A partir de esto se puede ver que un centro instantáneo es:

(a) un punto en ambos cuerpos,

(b) un punto en el que los dos cuerpos no tienen velocidad relativa y

(c) un punto en el que se puede considerar que un cuerpo gira con relación al otro cuerpo en un

instante dado.

En general, el centro instantáneo entre dos cuerpos no es un punto estacionario, sino que su

ubicación cambia en relación con ambos cuerpos, conforme se desarrolla el movimiento, y

describe una trayectoria o lugar geométrico sobre cada uno de ellos. Estas trayectorias de los

centros instantáneos son llamadas trayectorias polares o centrodas y se analizan posteriormente.

CINEMÁTICA DE LAS MÁQUINAS CENTROS INSTANTÁNEOS 59

4.2 Localización de centros instantáneos.

Los centros instantáneos son sumamente útiles para encontrar las velocidades de los eslabones

en los mecanismos. Su uso algunas veces nos permiten sustituir a algún mecanismo por otro que

produce el mismo movimiento y mecánicamente es más aprovechable. Los métodos para

localizar los centros instantáneos son, por lo tanto, de gran importancia.

Casos especiales:

a) Cuando dos eslabones en un mecanismo están conectados por un perno, como los eslabones 1

y 2 en la figura. 4.1, es evidente que el punto de pivoteo es el centro instantáneo para todos las

posibles posiciones de los dos cuerpos y es, por esta razón un centro permanente, así como

también un centro instantáneo.

Puesto que se ha adoptado la convención de numerar los eslabones de un mecanismo, es

conveniente designar un centro instantáneo utilizando los números de los dos eslabones

asociados a él. Así pues, O12 identifica el centro instantáneo entre los eslabones 1 y 2. Este

mismo centro se puede identificar como O21, ya que el orden de los números carece de

importancia.

b) Cuando un cuerpo tiene movimiento rectilíneo con respecto a otro cuerpo, como la fig. 4.2

donde el bloque 2 resbala entre las guías planas 1, el centro instantáneo se encuentra en el infinito

este es el caso, puesto que, si tomamos cualquiera de los dos puntos tales como A y B, sobre 2 y

trazamos KL y MN perpendiculares a las direcciones del movimiento, estas líneas son paralelas y

se encuentran en el infinito.

Figura 4.1 Eslabones conectados por un perno

O12


c) Cuando dos cuerpos resbalan uno sobre el otro, conservando el contacto todo el tiempo como 2

y 3 o Fig. 4.3, el centro instantáneo deberá de coincidir sobre la perpendicular de la tangente

común. Estos se sigue del hecho de que el movimiento relativo Q2 en 2 al punto Q3 , en 3, se

encuentra a lo largo de la tangente común xy; de otra forma, las dos superficies se separarían o se

encajarían una dentro de otra. El movimiento relativo a lo largo de la tangente común, puede

producirse solamente girándolo sobre un centro en algún lugar a lo largo de la perpendicular KL;

de aquí el centro instantáneo este en esa línea

O12

Figura 4.3 Cuerpos con resbalamiento

Figura 4.2 Bloque en deslizamiento


d) Cuando un cuerpo rueda sobre la superficie de otro, el centro instantáneo es el punto de

contacto, en vista de que en este punto los cuerpos no tienen movimiento relativo.

En la figura 4.4 se representa primero una rueda que tiene rayos radiales pero no tienen llanta,

cuando la rueda gira sobre la tierra 1, las posiciones sucesivas del punto de pivoteo, o el centro

instantáneo, se encuentra en la punta del rayo que hace contacto con la tierra. Ponerle la llanta,

como se muestra, es igual a insertarle un número infinito de rayos.

4.3 Teorema de Kennedy

Los centros instantáneos de un mecanismo se pueden localizar por el sistema del teorema de

Kennedy. Este teorema establece que los centros instantáneos para cualesquiera tres cuerpos con

movimientos coplanarios coincidan a lo largo de una misma línea recta. Se puede demostrar este

teorema como contradicción, como sigue:

Concedamos que 1,2,3 (Fig. 4.5) sean cualesquiera tres cuerpos que tienen movimiento

coplanario con respecto uno de los otros. Concedamos que O21, O31 O23, sean tres centros

instantáneos.

Figura 4.4 Cuerpos con rodamiento

Figura 4.5 Teorema de Kennedy


O23 es un punto en 2 o en 3, por que es un eje de apoyo instantáneo sobre el cual un cuerpo gira

con referencia al otro. Primero consideramos O23 como un punto en 2. Entonces se mueve con

relación a uno sobre el centro instantáneo O21, y la dirección de su movimiento es perpendicular a

la línea O31 y O 23. Pero el punto O23 no puede tener dos movimientos relativos a uno al mismo

tiempo. Por esta razón, las perpendiculares de las líneas O21 O23 y O31 O23 deben de coincidir.

Esto solamente puede ocurrir cuando O21 O23 O31 forman una línea recta.

El teorema de Kennedy es muy útil en la localización de centros instantáneos en los mecanismos,

en los casos en que dos centros instantáneos de tres eslabones son conocidos y el tercero tiene

que buscarse. Los ejemplos dados posteriormente en este capítulo ilustran aplicaciones para este

propósito.

4.4 Número de centros instantáneos

En cualquier mecanismo que tenga movimiento coplanario, existe un centro instantáneo para

cada par de eslabones. El numero de centros instantáneos es, por lo anterior, igual al número de

pares de eslabones. Cuando se tienen n eslabones, el número de centros instantáneos es igual al

número de combinaciones de n objetos tomados a un tiempo, a saber

4.5 Cuadro articulado

La Fig. 4.6. consiste de cuatro barras conectadas por pares de elementos en K,L,M,N.

n(n-1) 2

Figura 4.6 Centros instantáneos de cuadro articulado


El numero de centros instantáneos es 6 de acuerdo a la expresión del artículo 4.4, esto es, para

n = 6, 6(6-1)/2=6. Se encuentra por observación (casos especiales) que cuatro de estos centros

están sobre los ejes de apoyo.

Estos son O23,O24,O35 y O45. los dos restantes o sea O25 y O34, pueden localizar por el uso del

teorema de Kennedy.

Empleando el teorema de Kennedy para encontrar O25 seleccionamos dos grupos de cuerpos,

cada grupo consistiendo de dos cuerpos 2,5 más un tercero. Los centros instantáneos para cada

grupo deben de coincidir en una misma línea recta, según el teorema. Si tomamos 2,5 y 3 como

un grupo, O25 se encuentra sobre una línea recta con O25 O35. Si tomamos 2,5, 4 como el otro

grupo, O25 debe coincidir a lo largo de O24 O45. Por consiguiente, O25 esta en la intersección de

las líneas O23 O35 y O24 O45. El centro instantáneo O34 se localiza de forma similar.

4.6 Centros instantáneos para el mecanismo de corredera biela y manivela

Es importante que el estudiante aprenda a reconocer el mecanismo de corredera-biela y manivela

en cualesquiera de las múltiples formas, ya que su aplicación para usos prácticos es amplia y

variada. Se podría describir como una cadena cinemática de cuatro eslabones, en la cual un par de

eslabones tiene movimiento rectilíneo con respecto a cada uno de los otros, mientras que el

movimiento relativo de cualquier otro par de eslabones adjuntos es el par cerrado. Por

consiguiente, el mecanismos tiene tres pares cerrados y un par en deslizamiento.

Figura 4.7 Mecanismo de corredera biela manivela


Las figuras 4.7, 4.8 y 4.9 ilustran tres formas del mecanismo de corredera-biela y manivela; los

eslabones correspondientes llevan la misma nomenclatura. Hay seis centros instantáneos tres de

ellos O21, O23, O34, se encuentran localizados en los ejes de apoyo. Uno, O41 está en el infinito, ya

que su movimiento relativo a 1 y 4 es rectilíneo.

Los dos centros restantes, O24 y O31 se pueden localizar como sigue:

Usando el teorema de Kennedy. El centro instantáneo O24 se encuentra localizado en la

intersección de las líneas trazadas sobre O21 O41 y O23 O34. El centro instantáneo O31 está en la

intersección de las líneas trazadas sobre O21 O23 y O34 O41. Como el centro instantáneo O41 se

encuentra localizado en el infinito y las líneas paralela su juntan en el infinito donde O41 está

situado, es posible trazar líneas sobre este punto moviendo la línea paralelamente a sí misma.

4.7 Tabulación de centros instantáneos

Cuando un mecanismo tiene seis eslabones, son quince el número de centros instantáneos a

localizar. Entonces es aconsejable tener un método sistemático para tabular el progreso y para

que ayude en la determinación. Esto se puede complementar por medio de un diagrama circular

o por el uso de tablas. Sedan los dos métodos y se ilustran con un ejemplo.

a) Diagrama circular. Un diagrama de la forma mostrada en la figura 4.10b, nos es útil para

encontrar centros instantáneos, puesto que nos da una visualización del orden en que los centros

Figura 4.8 Mecanismo de Whitworth Figura 4.9 Mecanismo de

corredera biela manivela


se pueden localizar por el método del teorema de Kennedy y también, en cualquier estado del

procedimiento, muestra que centros faltan por encontrarse. El diagrama circular será útil para

encontrar los centros en el mecanismo de seis eslabones de la figura 4.10a. El siguiente

procedimiento se emplea para localizarlos.

Trazamos un círculo como el de la Fig. 4.10b y marcamos los puntos 1,2,3,4,5 y 6 alrededor de la

circunferencia, representando los seis eslabones del mecanismo. Conforme se van localizando lo

centros, trazamos líneas uniendo los puntos de los números correspondientes en este diagrama.

De este modo, la línea tendrá línea uniendo todos lo pares de puntos; cuando todos los centros

instantáneos hayan sido determinados. Los números en las líneas, indican la secuencia en que

fueron trazados, para facilitar su cotejo. En un estado del procedimiento (después de que se han

Figura 4.10 Diagrama circular


encontrado 10 centros) el diagrama aparecería como lo muestra la Fig. 4.10b. Inspeccionando

los diagramas c) notamos que uniendo 4-6 cerramos dos triángulos 4-6-5 y 4-6-1 ya que éste es el

caso, localizamos el centro instantáneo O46 en la intersección de O41 O61 y O45 O56. Si en lugar

hubiéramos trazado 6-2, solamente un triangulo es decir, el 6-2-1, se habría formado; por esto, el

centro O62 no se podría encontrar en este estado; no obstante, su puede encontrar después de que

se ha tazado O25 (línea 1-4). Por lo consiguiente, la línea 6-2 se numera 15. El procedimiento es

el mismo para los puntos restantes.

Si cada línea se puntea primero, mientras se está localizando el centro y después, cuando se ha

encontrado, se repasa haciéndola una línea sólida, se evitan lo errores. La Fig. 4.10a muestra la

localización de todos lo centros instantáneos y la Fig. 4.10c el diagrama circular terminado.

b) Método tabular. El método alternativo para localizar centros instantáneos de uso común es el

método tabular. En este procedimiento se establece una tabulación general y se amplia con

tabulaciones suplementarias, tal como está ilustrado en la Fig. 4.10d.

En las columnas principales de la tabulación general se enumeran los números de los eslabones

en el mecanismo. En la primera columna se apunta el número de la parte superior dela columna,

combinando con aquellos números a la derecha del mismo. En la segunda columna se apunta el

numero de la parte superior de la columna , combinando con aquellos números a la derecha del

mismo. Continuando este procedimiento hasta el final delas tablas, nos da la lista completa de

todos los centros que han de encontrarse. Conforme los centros se van localizando en el dibujo,

se tachan en la tabla, como queda ilustrado. Comúnmente, aproximadamente la mitad de los

centros se encuentran por inspección se tachan inmediatamente. De este modo, en el ejemplo

dela Fig. 4.10, ocho de lo centros, el O12 O23 O34 O45 O56 O14 O16 y O35, se encontraron por

inspección. El resto tendrían que se localizados empleando el teorema de Kennedy y con la ayuda

de las tablas suplementarias. Supóngase ahora que deseamos encontrar el centro O31.

Establecemos la tabla suplementaria en la cual los eslabones 1 y 3 se consideran con un tercer

eslabón, digamos el 4. Entonces los centros O34O14 y O13 deben de coincidir en una línea recta,

según el teorema de Kennedy. El tercer eslabón también bajo el encabezado 13. Refiriéndonos a

la tabulación general, encontramos que los centros O34 O14 O21 y O23 han sido tachados y por lo

tanto han sido localizados y están disponibles. Trazando línea a través de ellos localizamos O31.


De la misma manera, por el uso de tablas, se pueden localizar todos los centros. Las tablas

suplementarias en la Fig. 4.10d muestran el procedimiento.

Frecuentemente se encuentra que el tercer eslabón elegido requiere centros que todavía no han

sido localizados. En tales casos se debe probar otro tercer eslabón. Si en los primeros intentos se

encuentra que ningún tercer eslabón satisface, se suspende temporalmente la búsqueda para ese

centro en particular, hasta que se encuentran mas centros.

4.8 Centrodas o Curvas Polares

Se hizo notar que la ubicación del centro instantáneo esta definido sólo instantáneamente, y que

cambiaría conforme el mecanismo se moviera. Si se encuentran las ubicaciones de los centros

instantáneos para todas las fases posibles del mecanismo, se verá que describen curvas o lugares

geométricos , denominados centrodas o curvas polares.

Las opiniones parecen estar igualmente divididas sobre si los lugares geométricos deben llamarse

centrodas o curvas polares. En general, quienes utilizan el nombre centro instantáneo los llaman

centrodas y quienes utilizan el vocablo polo los llaman curvas polares o polodas. Aunque

también se ha aplicado el nombre de ruletas. Los equivalentes tridimensionales son superficies

regladas que se conocen como axodas.

Cuando un cuerpo tiene movimiento relativo rígido hacia otro, obsérvese que, para cualquier

posición relativa de los dos cuerpos, las dos trayectorias polares están en contacto en un punto,

el cual es el centro instantáneo para esa posición. Continuando el movimiento relativo resulta que

las dos trayectoria polares ruedan una sobre otra. Consecuentemente, es posible sustituir un

mecanismo dado por un mecanismo equivalente que contenga dos superficies en rodadura y que

produzca el mismo movimiento que el eslabón seleccionado original. A continuación daremos un

ejemplo de lo anterior.

En la figura. 4.11 se ilustra una forma de un mecanismo doble de Manivela, Biela y Corredera,

que consiste de una varilla, eslabón 3, articulada en las correderas 2 y 4 ; estas últimas se deslizan

sobre las guías del marco 1.

Los puntos A y B sobre 2 y 4 tienen movimientos lineales sobre XY y XZ respectivamente.


En las posiciones A1, B1 (Fig. 4.12a) el centro instantáneo se encuentra en O1, la intersección de

las perpendiculares de XY y XZ en A1 y B1 respectivamente. La trayectoria polar fija al marco 1

se traza a través de los puntos O1 O2, etc.; este ultimo se encuentra de la misma forma como O1 y

si obtenemos la cuerva MO1O2N.

Se pueden emplear dos métodos para encontrar la trayectoria polar fija al eslabón 3.

a) En la Fig. 4.12a, AB se considera coincidentemente con XY. El triangulo XYO´1 se hace igual

a A1B1O1; XYO´2 igual a A2B2O2, etc. La curva MO’1O’2P es la trayectoria polar fija a 3.

b)En la Fig. 4.12b el eslabón 3 se mantiene fijo y 1 se mueve alrededor de él.

Como el marco, representado por la líneas XY y XZ se muestra alrededor del cuerpo 3,

representado por la línea AB, XY siempre debe de pasar a través de A y XZ debe de pasar a

través de B. EL ángulo YXZ es constante, y el ápice X proyecta un arco circular AX2X1B.

Cuando X se encuentra en la posición X1, el centro instantáneo esta en O’1, un punto

localizado por la intersección de la perpendiculares a X1Y1 y X1Z1 a través de A y B,

Figura 4.11 Mecanismo doble de Manivela, Biela y Corredera

Figura 4.12 Curvas polares de mecanismo doble de manivela, biela y corredera

(a) (b)


respectivamente. Similarmente, O’2 corresponde a la posición X2. La trayectoria polar fija a 3 es

la curva MO’1O’2P.

Ahora podemos constituir un mecanismo como el mostrado en la figura 4.13, en el que hemos

reemplazado las correderas 2,4 y sus guías (Fig. 4.11) por dos superficies, cuyos perfiles

representan las 2 trayectorias polares; una superficie se encuentra fija a 3 y la otra a 1. El

movimiento de 3 relativo a 1 en la figura. 4.13, obtenido rodando juntas las superficies que

representan las trayectorias polares, es el mismo que el de los eslabones correspondientes de la

Fig. 4.11.

La Fig. 4.13 es un ejemplo de sustitución un mecanismo que tiene pares inferiores en

deslizamiento, por otro, con pares superiores con contacto en rodadura.

Figura 4.13 Mecanismo de pares

superiores en rodadura


CUESTIONARIO

4.1.- Defina “centro instantáneo”.

4.2.- Mencione los casos especiales de CI.

4.3.- ¿Qué expresa el Teorema de Kennedy?

4.4.- ¿Cómo determinamos el número de CI en un mecanismo coplanario?

4.5.- ¿Cómo se generan las curvas polares y cuál es su propiedad en relación a su aplicación en el

diseño de mecanismos?

4.6.- Determine, en cada uno de los siguientes mecanismos, el número de centros instantáneos y

localice su posición.

Figura P4.6b

(a)

(c)

(b)

Figura P4.6 Localización de CI

(d)

(f)


4.7.- La siguiente figura muestra un eslabonamiento cruzado de doble manivela de dimensiones:

AD =BC = 72 mm; AB = CD = 56 mm. Trace las curvas polares que se generan sobre los

eslabones 2 y 4 cuando se considera el centro instantáneo O24.

4.8.- Determine, en cada uno de los siguientes mecanismos, el número de centros instantáneos y

localice su posición.

1

4

3 2

D

B

C

A

Figura P4.7 Mecanismo de doble

manivela

(a)

(b)

(d)

(c)

Figura P4.8 Localización de CI

CAPÍTULO 5

VELOCIDAD Y ACELERACION EN EL MOVIMIENTO COPLANARIO

Introducción

Debido a que el movimiento es inherente a las máquinas, las cantidades cinemáticas como la

velocidad y la aceleración son de importancia para la ingeniero en el análisis y diseño de los

componentes de las máquinas. Los valores cinemáticos en las máquinas han alcanzado

magnitudes extraordinarias. Las velocidades de rotación, que una vez se consideraron altas a un

valor de 10 000 rpm, ahora se aproximan a 100 000.0 rpm.

Los grandes rotores de los motores a chorro trabajan a velocidades de 10 000 a 15 000 rpm, y las

ruedas de turbinas pequeñas giran a una velocidad de 30 000 a 60 000 rpm.

El tamaño de los rotores y su velocidad de rotación se relacionan en tal forma que a menor

tamaño mayor será la velocidad de rotación permitida. Una cantidad más básica en los rotores es

la velocidad periférica, la cual depende de la velocidad de rotación y el tamaño (V = ωR). Las

velocidades periféricas en las turbomáquinas están llegando a valores de 50 000 a 100 000

pies/min. Las velocidades periféricas en las armaduras eléctricas (10 000 pies/min) y en los

cigüeñales automotrices (3 000 pie/min) son más bajas que en los rotores aeronáuticos.

Aunque las velocidades de los rotores o de las manivelas de los mecanismos de eslabones

articulados son bajas, la tendencia es hacia mayores velocidades debido a la demanda de mayores

tasas de productividad en las máquinas que se emplean para impresión, fabricación de papel,

hilado, computación automática, empaque, embotellado, maquinado automático y muchas otras

aplicaciones.

La aceleración centrípeta en la periferia de un rotor depende del cuadrado de la velocidad de

rotación y del tamaño (An = (ω2R). En las turbinas, dichas aceleraciones se están aproximando a

valores de 1 a 3 millones de pies/s2 o sea aproximadamente de 30 000g a 100,000g, valores que

pueden compararse con la aceleración de 10g que soportan los pilotos de aviones, o de 1000g que

soportan los pistones automotrices.

La aceleración se relaciona con la fuerza (MA), por el principio de Newton y se relaciona a su

vez con el esfuerzo y la deformación, que pueden o no ser críticos en una pieza de una máquina,

CINEMÁTICA DE LAS MÁQUINAS VELOCIDADES Y ACELERACIONES 73

dependiendo de los materiales empleados. La velocidad de una máquina está limitada en última

instancia por las propiedades de los materiales de que está formada y las condiciones que

influyen en las propiedades de los materiales empleados.

Las altas temperaturas que se dan por la compresión de los gases y la combustión de los

combustibles, junto con las que se dan como resultado de la fricción, son una condición que

influye en la resistencia de los materiales de las máquinas de potencia de alta velocidad. El grado

en que se eleva la temperatura también depende de las medidas que se tomen para la transferencia

de calor mediante refrigerantes como aire, aceite, agua o Freon.

El buen diseño de una máquina depende de la explotación del conocimiento en los campos de la

dinámica, el análisis de esfuerzos, la termodinámica, la transmisión de calor y las propiedades de

los materiales.

Sin embargo, el propósito de este capítulo es estudiar solamente las relaciones cinemáticas en las

máquinas.

Para los cuerpos que giran alrededor de un eje fijo, como el caso de los rotores, los valores

cinemáticos se determinan rápidamente a partir de formulas elementales bastante conocidas

( V = ωR, An = ω2R, At = αR ).

Sin embargo los mecanismos como el corredera-biela-manivela y sus inversiones son

combinaciones de eslabones que constan no solamente de un rotor sino también de miembros

oscilatorios y reciprocantes.

Debido a las velocidades y aceleraciones relativas entre los diferentes miembros. Junto con las

muchas posiciones relativas geométricas que se pueden dar, el análisis cinemático de un

mecanismo de estabones articulados es relativamente complejo comparado con el de un rotor.

Los principios y métodos que se ilustran en este capítulo son principalmente los que se emplean

para el análisis de mecanismos de eslabones articulados compuestos de combinaciones de rotores,

barras, correderas, levas, engranes y elementos rodantes.

En las exposiciones siguientes se supone que los eslabones individuales de un mecanismo son

cuerpos rígidos en que las distancias entre dos partículas dadas de un eslabón móvil, permanecen

fijas. Los eslabones que sufren deformaciones durante el movimiento, como los resortes, caen

dentro de otra categoría y se analizan como miembros vibratorios.


La mayoría de los mecanismos elementales se encuentran en movimiento plano o se pueden

analizar como tales. Los mecanismos en los que todas las partículas se mueven en planos

paralelos se dice que están en movimiento plano o coplanarios.

El movimiento de un eslabón se expresa en términos de los desplazamientos lineales y las

aceleraciones lineales de las partículas individuales que constituyen el eslabón.

Sin embargo, el movimiento de un eslabón también puede expresarse en términos de los

desplazamientos angulares, las velocidades angulares y las aceleraciones angulares de líneas que

se mueven con el eslabón rígido.

Existen muchos métodos para determinar las velocidades y aceleraciones en los mecanismos, los

que se emplean comúnmente son:

a) análisis de velocidad por centros instantáneos;

b) análisis de velocidad por método de resolución

c) análisis mediante el empleo de ecuaciones de movimiento relativo que se resuelven ya sea

analítica o gráficamente por medio de polígonos de velocidad y aceleración (método de

imagen);

d) análisis mediante el empleo de matemáticas vectoriales para expresar la velocidad y

aceleración de un punto con respecto de un sistema fijo o un sistema móvil de

coordenadas;

e) análisis mediante ecuaciones vectoriales de cierre de circuito escritas en forma compleja.

De los métodos mencionados, el primero, el segundo y el tercero, mantienen el aspecto físico del

problema. El quinto método que hace uso de vectores en forma compleja, tiende a hacerse

demasiado mecánico en su operación a tal grado que los aspectos físicos se pierden rápidamente.

Sin embargo se debe mencionar que el cuarto y quinto método se presentan para soluciones por

computadora, lo cual es una ventaja decisiva si un mecanismo se va ha analizar durante un ciclo

completo. Particularmente en este capítulo se analizaran los tres primeros métodos.


5.1 Velocidades de los centros instantáneos

Cuando un cuerpo gira alrededor de un centro, la velocidad de cualquier punto en él será en una

dirección perpendicular al radio y su magnitud es proporcional al radio de esta forma en la Fig.

5.1 donde el cuerpo 2 esta articulando al cuerpo 1, la velocidad del punto P es perpendicular al

radio rp y tiene una magnitud vp = ω2/1 rp. Similarmente a la velocidad del punto Q es

perpendicular al radio rQ y tienen una magnitud vQ =ω2/1 rQ dividiendo estas dos ecuaciones se

produce: vQ / vp = rQ / rp o vQ = vp (rQ / rp ) (5.1)

Cuando la velocidad de una punto sobres un cuerpo es conocida y representados por un vector,

muy frecuentemente se desea encontrar gráficamente la velocidad de otro punto sobre el mismo

cuerpo, en la fig. 5.1 tómese en cuenta que la velocidad del punto P es conocida y representada

por el vector vp se desea encontrar la velocidad del punto Q. Con O como centro y con el radio

OP, o rp, se traza un arco cortando OQ, alargado, si el necesario, hasta S. Como S y P están a la

misma distancia del centro de rotación, sus velocidades son de igual magnitud, pero de dirección

diferente. El vector ST, trazando perpendicular a OS, se iguala a la longitud del vector Vp. Este

es marcado V´p, ya que representa la magnitud de la velocidad de P, pero no en su dirección

correcta, trazando la línea OT y el vector QW perpendicular a OQ o rQ obtenemos los triángulos

semejantes OQW y OST.

De donde:

QW = OQ o VQ = rQ ST OS Vp rp

Figura 5.1 Velocidad de CI


Que comparada con la ecuación 5.1, QW representa la velocidad del punto Q en la misma

magnitud que ST representa la velocidad del punto P.

El mismo resultado podría obtenerse girando el punto Q alrededor del centro O hasta el punto X

en la línea Op (fig. 5.2) trazando la linea OY, y el vector XZ perpendicular a Op o rp, obtenemos

otra vez dos triángulos semejantes. Consecuentemente, XZ representan la magnitud de la

velocidad del punto Q a la misma escala que PY representa la velocidad del punto P. El vector

XZ es marcado V´Q ya que es la magnitud Vq, pero no su dirección correcta. Girando este vector

alrededor de O hasta el punto Q, obtenemos la velocidad VQ, ya que se han considerado

solamente condiciones instantáneas, esta construcción grafica es aplicable cuando el punto sobre

el que gira el cuerpo es un centro instantáneos o un centro permanente.

Puntos en diferentes eslabones.

Muy frecuentemente es necesario encontrar la velocidad de un punto en un determinado eslabón

de un mecanismo, a partir de la velocidad de otro punto localizado en un diferente eslabón.

Comúnmente se dispone de varios métodos y cada uno de ellos tiene sus ventajas para casos

particulares, es muy aconsejable que el estudiante entienda los principios de cada uno de estos

métodos , para que utilice el que mas le convenga para un problema en particular, o bien emplee

un método para comprobar el otro. Algunos problemas se resuelven mejor combinando estos

métodos.

Antes de esbozar los métodos, resulta conveniente clasificar alguno de los centros instantáneos

como centros de pivoteo. Estos son los centros relacionados al eslabón fijo 1 y por lo tanto

Figura 5.2 Velocidad de CI


tienen su numero en su subscripto. De esta manera, en la fig. 5.3 los centros de pivoteo son O12

O13 y O 14.

a) Método de eslabón –a – eslabón.

Este es un método de paso por paso, por medio del cual comenzamos con el eslabón donde esta

localizado el punto con la velocidad conocida, y derivamos a través de su centro instantáneo con

respecto a un eslabón conectado y después continuamos con el eslabón conectado a su centro

instantáneos con respecto al siguiente eslabón. Continuando de esta manera, llegamos

finalmente al eslabón que contiene el punto cuya velocidad es requerida. En general, es necesario

empezar localizando todos los centros de pivoteo y los centros instantáneos de cada eslabón con

respecto a su eslabón adjunto.

Para ilustrar el método consideraremos el cuadrilátero articulado de la fig. 5.3 en el cual el

eslabón 1 es fijo. Supondremos que la velocidad del punto Q en el eslabón 1 es la requerida. En

este ejemplo los eslabones 2 y 4 están conectados por el eslabón 3, y trabajaremos a través de

este ultimo desde el 2 al 4.

Primeramente localizamos los centros instantáneos O21 O25, O31 O34 y O41, como se ilustra en la

figura.

La velocidad del punto P es conocida y representada por el vector Vp, perpendicular a una línea

desde P al centro de pivoteo O21, considerando los dos puntos P y O23 como puntos en el eslabón

2, trazamos la construcción ( según el art. 5.1) mostrada y por triángulos semejantes a y b

encontramos el vector de velocidad Vo23 para el punto O23.

Por definición de un centro instantáneos, O23 es un punto en el eslabón 3, así como también en el

eslabón 2, Siendo un punto en el eslabón 3 gira sobre el centro de pivoteo O31; igualmente como

Figura 5.3 Determinación de velocidad método eslabón - eslabón


es un punto en el eslabón 2 gira sobre el centro de pivoteo O21. Por lo tanto el vector de

velocidad V023 es trasportando (arco c) girando sobre el centro de pivoteo O31 a una línea que

pasa sobre O31 y O34. Considerando la posición de O23 girada y el centro O34 como punto en el

eslabón 3, efectuamos la construcción (según Art. 5.1) mostrada según los triángulos d y e;

empleando O31 como el centro de pivoteo para encontrar el vector de velocidad Vo34 para el

punto O34 . Ahora O34 y Q, son putnos en el eslabón 4, que giran sobre el centro de pivoteo O41 .

De ahí que Vo34 se puede trasporta sobre este centro de pivoteo a la línea O41Q (arco f)

Dibujando los triángulos semejantes g y h, encontramos el vector de velocidad VQ que

representa la velocidad requerida para el punto Q. Dicho vector es perpendicular a un línea desde

Q hasta el centro de pivoteo O41.

De esta descripción es evidente que : el giro de cualquier eslabón relativo al eslabón fijo ocurre

alrededor del centro de pivoteo que contiene el número de ese eslabón y el del eslabón fijo. La

velocidad absoluta de cualquier punto sobre un eslabón, es en una dirección perpendicular a

una línea desde el punto hasta el centro de pivoteo de ese eslabón, y el vértice del triángulo

semejante, según la construcción del art. 5.1 siempre es el centro de pivoteo del eslabón

considerado.

En este ejemplo los tres eslabones 2, 3 y 4 están conectados por pernos articulados. Las

conexiones entre estos eslabones pueden, no obstante, ser de cualquier forma, y el método se

pude aplicar en cualquier mecanismo, siempre que los centros instantáneos requeridos están

accesibles.

b) Método directo.

Cuando un mecanismo tiene muchos eslabones, el método eslabón-eslabón resulta ser muy

fastidioso. Muy frecuentemente se puede emplear el método directo para reducir el trabajo que

se requiere en tales casos. Tal como lo implica el nombre, vamos directamente desde el eslabón

que contiene la velocidad conocida, hasta el eslabón que tiene el punto cuya velocidad es la

requerida. Esto puede efectuarse encontrando la velocidad del centro instantáneo que contiene en

su subscrito los números de los dos eslabones en cuestión, ya que en este punto los dos eslabones

tienen una velocidad común. Por lo tanto solamente se necesitan localizar tres centros

instantáneos . Si el eslabón fijo es 1 y los dos eslabones en cuestión son m y n, los centros que


deben localizarse son Omn Oml y Onl. Los últimos dos centros son los centros de pivoteo, y los

principios del método eslabón-a-eslabón, con referencia a la construcción, se aplica igualmente

aquí.

Por lo anterior, en la Fig. 5.4, que es el mismo cuadrilátero articulado empleado en el ejemplo

anterior, la velocidad del punto P en el eslabón 2 es conocida, y se requiere encontrar la velocidad

del punto Q en el eslabón 4. Por lo tanto localizamos el centro común O24 y los dos centros de

pivoteo O21 y O41.

Los puntos P y O24 son dos puntos sobre el eslabón 2 y por eso giran alrededor del centro de

pivoteo O21. Como la velocidad de P es conocida, la velocidad de O24 se puede localizar

gráficamente por el método del Art. 5.1 y se designa Vo24 . Como el eslabón 2 pivotea alrededor

de O21 se traza el triángulo a con un cateto que representa Vp. El triangulo b semejante a a,

tendrá un cateto correspondiente representado, como se ha indicado, la velocidad de O24. Por ser

un punto en el eslabón 4, O24 tienen la misma velocidad Vo24: por tanto conocemos la velocidad

de un punto en 4 podemos encontrar la velocidad de cualquier otro punto, tal como Q. Puesto que

el eslabón 4 gira alrededor de O41, construimos el triángulo c, y después el triangulo semejante d.

Este vector es girando alrededor de O41 hasta el punto Q, donde se hace perpendicular a un a

línea desde Q hasta el centro del pivoteo O41. En esta posición el vector representa la velocidad

de Q en magnitud y dirección.

La construcción se puede aplicar a cualquier forma de mecanismo siempre y cuando esté

disponible el centro instantáneo común a los dos eslabones en los cuales se localizan los puntos;

cuando este punto no es accesible se debe emplear algún otro método. En algunos casos la

localización de este centro requiere mucho trabajo, y se puede facilitar empleando otro método.

Hay que tomar en cuanta que, si uno de los centros de pivoteo se localizan hasta el infinito, todos

los puntos en ese eslabón tendrán la misma velocidad en magnitud y dirección. Entonces, si se

Figura 5.4 Determinación de

velocidad método directo


encuentra la velocidad del centro común y el centro de pivoteo del eslabón del cual se desea

conocer la velocidad está en el infinito, no es posible, o necesario, trazar arcos, ya que la

velocidad del punto es la misma que la del centro común en magnitud y dirección.

5.2 Velocidades lineales por resolución

Si la magnitud y dirección del movimiento de un punto en un cuerpo en movimiento, y la

dirección del movimiento de un segundo punto en el mismo cuerpo son conocidas la magnitud

de la velocidad del segundo punto se puede determinar por resolución. Este método depende del

hacho que la distancia entre los dos puntos es constante si el cuerpo es rígido.

Sean P y Q (Fig. 5.5) dos puntos en el cuerpo 2 en movimiento con respecto al cuerpo 1. La

velocidad de P esta indicada en magnitud y dirección por el vector Vp, en el instante

considerado. El punto Q tienen movimiento en la dirección QA en el mismo instante . La

dirección PQ es constante, y también los componentes de las velocidades en una dirección

paralela a PQ deben de ser iguales; de otro manera la distancia entre ellos se aumentaría o se

disminuiría. Trazando el triángulo a encontramos el vector V1, la componente paralela a PQ.

Ahora podemos trazar el triángulo b, ya que el vector V´1, representa la componente de la

velocidad de Q´ paralela a PQ, y es iguala V1; también un cateto es perpendicular a PQ y el

tercero coincide sobre QA. El cateto mencionado últimamente es VQ, y representa la velocidad de

Q.

Al dibujar las componentes de una resultante, siempre deben trazarse paralelas y

perpendiculares al eslabón, o a una línea proyectada sobre los extremos de los eslabones, pero

nunca perpendiculares a la resultante. Si no se trazan perpendiculares hacia el eslabón, estas

componentes tendrán otra componente de ellas mismas a lo largo del eslabón, lo cual no

destruye el principio en que está basado el método.

Figura 5.5 Velocidad método por

resolución


El método por resolución no podrá aplicarse cuando dos puntos coinciden sobre una línea radial

de un eslabón que tiene rotación pura. En casos tales no hay componentes de movimiento sobre

esta. En este tipo de situación debemos acudir al procedimiento esbozado en el Art. 5.1.

Trabajando de punto a punto a través de los eslabones conexos, el método por resolución se

puede emplear en muchos casos para localizar la velocidad de cualquier punto en un mecanismo

cuando la velocidad de un punto, no necesariamente en el mismo eslabón es conocida.

La aplicación de este método se podría describir empleando el mismo mecanismo usado

anteriormente, como se muestra en la Fig. 5.6. La velocidad del punto P es conocida y la

velocidad del punto Q es la requerida. Como el unto P y el centro instantáneo O23 coinciden en

una línea radial, no se puede emplear el método por resolución para encontrar la vo23, y debemos

emplear la construcción de triángulos semejantes del Art. 5.1 La velocidad de O23 queda ahora,

completamente establecida, pero solamente conocemos la dirección de la velocidad resultante de

O34(perpendicular al eslabón 4, o a O34 O41). La velocidad del punto O23 se puede dividir en dos

componentes: una perpendicular al eslabón 3 y la otra a lo largo de éste. Esta última es marcada

V1. Esta componente debe ser la misma en el extremo derecho, en otra forma el eslabón 3 se

alargaría o comprimiría. De allí que V´1, igual en longitud a V1, se traza desde O34 hasta una

perpendicular al eslabón 4 o a O34 O41, determina el final del vector Vo34.

Como O34 y el punto Q no coinciden en una línea radial desde el punto de rotación del eslabón 4,

el método por resolución pude ampliarse otra vez para encontrar la velocidad de Q. Una línea

desde O34 hasta Q siempre es igual en longitud ya que el eslabón 4 se considera como si fuera

rígido. Por lo tanto Vo34 se puede dividir entre dos componentes: una perpendicular a la línea

O34Q y la otra a lo largo. La componente sobre esta línea desde Q hasta el centro de pivoteo O41.

Figura 5.6 Determinación de velocidad

método por resolución


Por esto la punta del vector VQ coincide en la intersección de una línea perpendicular a O34Q en

la punta de la componente V´2, y es perpendicular a QO41.

Un segundo ejemplo del uso del método de resolución se da en la Fig. 5.7 que ilustra un

mecanismo compuesto comúnmente empleado en las limadoras, como un método para mover el

émbolo macho que lleva la herramienta para cortar. La inclinación del eslabón 5 se ha exagerado

para ilustrar con mayor claridad esta construcción.

Supondremos que la velocidad del punto P en la manivela motriz 2 es conocida, y que la

velocidad del punto Q en el émbolo 6 es la requerida.

El punto P en el eslabón 2 y un punto coincidente P´ en el eslabón 4 deben tener la misma

velocidad normal hacia la línea en la corredera de 3 sobre 4. Si este no fuera el caso, P se saldría

de la línea RO41; esto es imposible, debido al efecto de rigidez del par en deslizamiento. Si VP se

resuelve entre dos componentes paralelos y normales a RO41 trazando el triangulo a , entonces la

componente normal representa V´P, la velocidad del punto P´ en 4, y la otra componente el paso

al cual el eslabón 3 desliza sobre el eslabón 4.

P´ y R son dos punto en el eslabón 4 que giran alrededor de O41. Usando las construcciones

graficas enunciadas en el Art. 5.1 e ilustradas por los triángulos b y c; encontramos el vector VR

que representa la velocidad de R. El método por resolución no se puede emplear aquí, porque

V´P tienen una componente igual a cero sobre RO41.

Figura 5.7 Mecanismo de limadora,

determinación de velocidad método por resolución


Finalmente, R y Q son puntos sobre el eslabón 5, y por lo anterior tienen iguales componentes de

velocidad sobre 5. El método por resolución requiere la construcción de los triángulos d y e

además fija la distancia del vector VQ, la cual representa la velocidad de Q.

5.3 Velocidades angulares

Cuando dos cuerpos se encuentra en moviendo, se puede demostrar que sus velocidades

angulares instantáneas con respecto aun tercer cuerpo, son inversamente proporcionales a la

distancias desde su centro instantáneo común, a los centros instantáneos sobre los cuales están

pivoteando en el tercer cuerpo. De este modo, en la Fig. 5.8, 2 y 3 son dos cuerpos en

movimiento con respecto a 1. Los tres centros instantáneos O21O23 y O31 se consideran

localizados como queda ilustrado con el teorema de Kennedy.

O23 es un punto común para 2 y 3. Como es un punto 2, su velocidad lineal instantánea es igual a

ω2/1(O23O21). Como es también un punto en 3, se está movimiento con una velocidad lineal

ω3/1(O23O31). Por lo consiguiente,

Cuando un de estas velocidades angulares en conocida, la otra puede determinarse gráficamente.

La construcción queda indicada en la Fig. 5.8. Supongamos que ω2/1 es conocida y que ω3/1 se

tienen que determinar. Tracemos O31L perpendicular (o a cualquier ángulo conveniente) a O31

O21 con una longitud que represente a ω2/1. Unamos LO23 y alarguemos esta líneas hasta

encontrar O21M, paralela a O31L. Por triángulos semejantes,

O21M = O23O21 = ω3/1 O31L O23O31 ω2/1

Figura 5.8 Velocidad angular


Por lo tanto, O21M representa a ω3/1 a la misma escala que O31L representa a ω2/1.

Cuando O23 cae entre O21 y O31 los cuerpo 2 y 3 giran en sentidos opuestos; pero cuando cae en

la misma extensión de O21 O31, hace que los cuerpos 2 y 3 giren en el mismo sentido.

Ejemplo. Las fig. 5.9 muestran el mismo mecanismo de manivela, biela y corredora en dos

posiciones. En cada caso, considerando que la velocidad angular de la manivela 2(ω2/1) es

conocida, encontrar gráficamente la velocidad angular del eslabón 4(ω4/1).

Construcción. Encuentren los tres centro instantáneos de los eslabones 1, 2 y 4. Estos centros

coinciden sobre una misma línea recta según el teorema de Kennedy. Dibujemos el triángulo

LO41O24 en el cual O41L, perpendicular a O41O24, representa la velocidad angular conocida ω4/1

requerida.

5.4 Método de imagen

Consideraremos ahora un método gráfico para determinar las velocidades y aceleraciones de

puntos en los mecanismos, el cual ha probado tener una aplicación muy amplia y una

importancia práctica muy considerable. Este método generalmente conocido como el “método

de imagen”, esta descrito en Kinematik del profesor Burnester. La construcción en un diagrama

de aceleración, comúnmente requiere la determinación anterior de cierta velocidades; por esto

discutiremos en primer lugar este último problema.

a

Figura 5.10 Ejemplo de velocidad

angular

(b) (a)


5.4.1 La imagen de velocidad Si hay dos puntos A y B sobre un cuerpo con movimiento coplanario, entonces la velocidad

absoluta de B es igual a la suma vectorial de la velocidad absoluta de A y la velocidad

relativa de B con respecto a A. El método “imagen de velocidad” esta basado en lo

anteriormente establecido. Expresado vectorialmente :

VB = VA + VB/A

Consideremos un eslabón como el ilustrado en la Fig 5.11a, pivoteando en O y conteniendo tres

puntos A, B y C y girando en el sentido de la manecillas del reloj, con una velocidad angular ω.

La velocidad del punto A es conocida y enunciada por el vector VA. Se desea conocer la

velocidad de los puntos B y C . Esto, desde luego , puede efectuarse según el método del Art.

5.1, pero esta discusión está basada en el principio esbozado en el párrafo anterior.

Mientras el eslabón gira, el punto B gira alrededor del punto A Con la misma velocidad angular

(en ambas magnitud y dirección ) mientras A gira alrededor del pivote O. Esto se ilustra en la fig.

5.11b donde el eslabón es trasladado a través de 90° en relación a su posición en la fig. 5.11a.

Debe tomarse en cuenta que B ahora esta debajo de A mas bien que su propia derecha, en otras

palabras, ha girado alrededor de A a través del mismo ángulo que A ha girado alrededor de O.

Esto se puede aclarar marcando las letra en un pedazo de papel el cual representa el eslabón y

pivoteándolo entre los dedos en el punto O. Para la posición ilustrada en la Fig. 5.11a, la

velocidad del punto B relativa al punto A está en un dirección vertical.

Figura 5.11 Imagen de velocidad


Empleando este hecho y los principios básicos establecidos arriba podemos trazar el diagrama

de imagen de velocidad, ilustrado en la fig. 5.11c. Las líneas sobre este diagrama están

enumeradas en el mismo orden en que fueron trazadas. Una tabla explicativa indica la dirección

de las líneas y lo que estas representa, se muestra en la fig. 5.11d. Del punto considerado o

“polo” o, trazamos la línea oa perpendicular a OA, representando VA(igual a ωOA) a cualquier

escala de velocidad conveniente . La velocidad relativa de B hacia A (VB/A), actúa en un

dirección perpendicular a AB. La velocidad absoluta tiene una dirección perpendicular a una

línea desde B hasta O. De ahí , desde el polo o , tracemos la línea 3 perpendicular a la línea

OB de la Fig. 5.11a. Esta encuentra la línea 2 en el punto b, y ob representa la velocidad

absoluta del punto B en la misma escala que oa representa la velocidad del punto A. También,

ab, o la línea 2 en la fig. 5.11c, representa a la misma escala la velocidad del punto B relativo al

punto A . Nótese que ba es la velocidad del punto A relativo al punto B; en otras palabras, tienen

la misma magnitud pero en dirección opuesta.

Si el proceso se continúa por el trazo de la líneas 4,5 y 5 como fue esbozado en la tabulación

(fig. 5.11d) encontramos todas las velocidades absolutas y relativas. Se debe observar que

solamente es necesario calcular o conocer una velocidad, y el resto se determina por la dirección

de varias líneas. Esto es cierto, ya que la velocidad angular del eslabón es la misma para todos los

puntos alrededor de unos de otros, como se ha mostrado arriba. También debe notarse que el

diagrama es geométricamente similar al eslabón original, pero girado en la dirección de rotación

a través de 90°. Por lo tanto, si el eslabón original es girado 90° y la escala de velocidad se

elige el eslabón original es girado 90°, y la escala de velocidad se elige en forma adecuada,

automáticamente tenemos el diagrama de velocidad.

Debe notarse que cualquier línea que se origina en el polo o es una velocidad absoluta

(es decir, relativa al eslabón fijo), mientras las líneas entre los otros dos puntos representan

la velocidad de uno de estos punto relativos al otro.

Ejemplo. En la cadena cuadrangular de la Fig. 5.12a, el eslabón AB gira con una velocidad

angular constante ω2/1. Se requiere encontrar las velocidades absolutas de los puntos B, C y E en

el eslabón adjunto. La velocidad del punto B se puede calcular, ya que es igual a ω2/1 AB.

Además actúa en una dirección perpendicular a AB. Esta velocidad la trazamos a alguna escala

conveniente como la línea 1 del polo o en la fig. 5.12b. el movimiento del punto C relativo a B

es un una dirección perpendicular a BC; por eso desde b, trazamos la línea 2 en esa dirección.


La velocidad absoluta del punto C es una normal al eslabón CD; entonces trazamos la línea 3

desde el polo o perpendicular a CD para intersectar la línea 2 en c. De esta forma la línea 3 o sea

oc, es la velocidad absoluta del punto C, de donde la línea 2, o sea bc, es la velocidad del punto

C relativo al punto B.

La velocidad del punto E relativo a C es perpendicular a una línea CE y se traza desde el punto c

(línea 4), mientras que la velocidad del punto E relativa a B es perpendicular a una línea BE y es

proyectada desde el punto b (línea 5), la intersección de las líneas 4 y 5 localiza el punto e. Una

línea desde o hasta e nos da la velocidad absoluta del punto E (línea 6). La dirección de la

velocidad del punto E se puede cotejar localizando el centro instantáneo O31.

La línea 6 debe de ser perpendicular a una línea desde su centro hasta el punto E. Los número en

las líneas de la imagen indican el orden en que fueron trazadas, y la tabulación da su dirección y

significado.

Figura 5.12 Ejemplo imagen de velocidad


5.4.2 Imagen de aceleraciones

Esta basada en el mismo principio general referente a las aceleraciones y su construcción es

similar a la de las imágenes de velocidad antes mencionadas. Se puede establecer como sigue:

Para dos untos A y B en un cuerpo con movimiento coplanario, la aceleración absoluta de

B es igual a la suma vectorial de la aceleración absoluta de A y la aceleración de B relativa a

A. Expresado vectorialmente:

aB = aA + aB/A

El punto P (Fig. 5.13) sobre un cuerpo en movimiento alrededor del centro instantáneo O, está

sujeto a una aceleración tangencial at que actúa tangencialmente al movimiento y una

aceleración normal an que actúa hacia el centro de curvatura, de donde siendo ω y α

respectivamente, la velocidad angular y la aceleración angular del punto P. La distancia PB

representa la aceleración a y es igual a la suma vectorial at y an.

Si el punto O es un punto fijo, entonces PB es la aceleración absoluta del punto P. Si, de

cualquier forma, los dos P y O están en movimiento, entonces PB es la aceleración relativa de P

con respecto a O.

En la fig 5.14a, que es semejante a la Fig. 5.11a, excepto en que el punto C se ha omitido, A y B

son dos puntos en un cuerpo que tienen velocidad angular ω conocida y aceleración angular α y

además está pivoteando en el punto fijo O. Se desea encontrar la aceleración absoluta de los

puntos A y B.

Figura 5.13 Vector aceleración


Calculamos el valor de ω2OA, la aceleración normal del punto A y desde el polo supuesto o´

trazamos la línea 1ó sea oá´1, paralela a OA que representa esta aceleración a alguna escala

conveniente de aceleración.

Entonces calculamos el valor de αOA, la aceleración tangencial de A; y desde a´1 trazamos la

línea a´1a´, o sea la línea 2´, perpendicular a AO que representa esta aceleración. Unimos o´ y a´

para obtener la línea 3´. Entonces oá´ representa la aceleración total y absoluta del punto A.

La aceleración relativa del punto B hacia el punto A debe de localizarse en seguida. Para esto se

requiere el cálculo de la aceleración normal (ω2AB) y tangencial (αAB). Empezando desde a´

trazamos las líneas 4´ y 5´, o sean a´b1 y b´1b´ paralela y perpendicular BA respectivamente. Si el

punto b´ se une con el polo o´ la línea o´b´, o sea la línea 7´, representa la aceleración absoluta

del punto B. La línea 6´ trazada desde a´ hasta b´ representa la aceleración total relativa del

punto B con relación al punto A. Una tabulación, semejante a la empleada para la imagen de

velocidad, se ilustra en la fig. 53.14c para ayudarnos a visualizar el procedimiento.

Si consideramos únicamente las línea sólidas 3´, 6´ y 7 ´, se distinguen dos factores. El primero

es que la imagen de aceleración es semejante a la imagen de velocidad, ya que estas líneas

corresponden a las líneas 1,2 y 3 de la fig. 5.11c y clarifican lo establecido al principio de este

artículo, el segundo es que el triangulo formado por estas líneas es similar a aquel formado por

los puntos OAB en la Fig. 5.14a. Este se encuentra girando hacia enfrente en la dirección de la

velocidad angular, a través de un ángulo de (90 + tan-1ω2/α). El hecho de que las dos figuras

sean semejantes es la base para emplear el término”imagen” en el nombre de la construcción y

que se pueden emplear para cotejar.

Figura 5.14 Imagen de aceleración


En la construcción del diagrama de aceleración se debe tener cuidado de asegurarnos que el

vector de la aceleración normal para cada punto sea trazado en una dirección hacia el otro

punto al cual se refiere la aceleración y no separándose de él. Le línea de aceleración tangencial

se debe trazar en la dirección opuesta a aquella de la velocidad del punto si la aceleración angular

es de carácter negativo, esto es, cuando la velocidad angular va decreciendo. Entonces, en la fig.

5.14 si α es negativa o en sentido opuesto a ω entonces a´1a´ se debe dibujar en una dirección

inversa a la mostrada en la figura.

5.4.3 Construcción gráfica de la aceleración normal

Cuando la velocidad de un punto relativa a un segundo punto en un mismo cuerpo es conocida, y

también su distancia al otro punto, entonces la aceleración normal relativa se puede encontrar

gráficamente.

En la fig. 5.15, sea AO la distancia (S) entre los puntos A y O a una escala de 1 cm = k m.

También permitámonos que AB a 90° con AO representen la velocidad (VA/O) a una escala de 1

cm = m m/seg de este modo S = kAO m y VA/O = mAB m/seg, donde AO y AB son unidades en

cm.

Ahora la aceleración relativa normal de A hacia O es

(VA/O)2 = (m AB)2 = m2(AB)2 S kAO k A O

En la fig. 5.14 trazamos BC perpendicular a BO, encontrando OA y alargándola hasta C. Por los

triangulo semejantes CAB y BAO.

Figura 5.14 Método gráfico

aceleración normal


CA = AB o CA = (AB)2 AB AO AO

La aceleración normal de A es por lo tanto igual a (m2/k)CA. En otras palabras CA representa la

aceleración a una escala de 1 cm = n m/seg2 de donde n = m2/k o sea m = √ kn .

Ejemplo 1. en el mecanismo de corredera, biela y manivela de la fig. 5.15 a la velocidad angular

de la manivela AB es constante e igual a ω. Encontrar la aceleración de los tres puntos B, C y D

en la biela.

Consideramos primero el diagrama de velocidad, puesto que se necesita en la construcción del

diagrama e aceleración.

Para que sea posible encontrar las aceleraciones normales por el método gráfico acabado de

esbozar, la escala para el diagrama de velocidad deberá ser 1 cm = √kn unidades de velocidad.

Figura 5.15 Ejemplo 1. Mecanismo de corredera, biela y

manivela, cálculo de aceleración


Generalmente es más conveniente ajustar los valore apropiados para las escalas de

desplazamiento y aceleración y después calcular la escala de velocidad.

El punto B se mueve perpendicular con respecto a AB con una velocidad de ωAB, la cual

debemos calcular. El punto C tiene una velocidad absoluta a lo largo de CA y su velocidad

relativa hacia B en una dirección normal con respecto a BC. Con esta información podemos

dibujar el triangulo obc en la fig. 5.15b, según las líneas 1, 2 y 3. La velocidad del punto D

relativa a C es perpendicular a la línea CD, mientras que la del punto D relativa al punto B es

normal a la línea BD. Trazamos estas líneas en la parte b de la figura según las líneas 4 y 5 y

por su intersección localizamos el punto d. La línea 6 desde el polo o hasta el punto d nos da la

velocidad absoluta del punto D. Una tabulación explicando el significado de las líneas se ilustra

en la Fig. 5.15c. Habiendo determinado las diferentes velocidades ahora estamos en posibilidad

de trazar los diagramas de imágenes de aceleración.

El polo o´ es el punto de partida para el diagrama de aceleración, que debe ser dibujando a doble

escala para mayor claridad. El punto B no tienen aceleración tangencial, ya que se considera que

la biela AB tienen un movimiento de velocidad angular constante . De ahí que, su aceleración

total es una normal, igual a ω2AB que actúa hacia A. El valor de esta cantidades encuentra

gráficamente dibujando AM normal hacia AB e igual en distancia con ob, o sea la línea 1 del

diagrama de imagen de velocidad. Terminando la construcción del triángulo recto, obtenemos la

distancia AM igual a V2B/AB o sea ω2AB . En el diagrama de aceleración la línea 1ó sea o´b´,

se traza dos veces la distancia de AN en una dirección paralela a BA.

El punto C tendrá aceleración normal y tangencial con relación al punto B. La aceleración normal

de C con relación B queda indicada por el triangulo CKL, de donde BK tiene igual distancia a la

línea 2, o esa VC/B y BL es la aceleración normal relativa. Esta última se traza a doble escala

desde el punto b´ mediante la línea 2´, paralela a BC. La aceleración tangencial de C relativa a B

actuara normalmente hacia BC y se traza en una distancia infinita mediante la línea 3´.

La aceleración absoluta del punto C debe de ser horizontal, ya que su movimiento está limitado

en esa dirección, de ahí que la línea 4´ es trazada desde el polo o´ encontrado la línea 3´ hasta c´.

La aceleración del punto C, es entonces la línea 4ó sea oć´.

Efectuando una construcción similar, podemos establecer la aceleración del punto D relativa al

punto B. El triangulo recto BQR, empleando la línea 5, o sea bd, de la imagen de velocidad, nos

da RD, la aceleración normal del punto D relativa al punto B. Esta se traza a doble escala


partiendo de b´ mediante la línea 5´. La aceleración tangencial de D relativa a B es perpendicular

a ésta y la trazamos con la línea 6´.

Nuevamente la aceleración absoluta del punto D relativo a C, se encuentra por el triangulo DST

empleando la línea 4, o sea cd, de la imagen de velocidad como CT. Esta distancia se mede a

doble escala desde c´ como la línea 7´. La aceleración tangencial de D relativa a C es

perpendicular a ésta y la trazamos como la línea 8´.

La intersección de las líneas 6´y 8´ nos localiza el punto d´ y o´d´ o sea la línea 9´ es la

aceleración absoluta del punto D. La aceleración total relativa de C hasta B es la línea 10´

trazada desde c´ hasta b´; desde D hasta B es la línea 11´ trazada desde d´ hasta b´; desde D hasta

C es la línea 12´ trazada desde d´ hasta c´.

Obsérvese que el triangulo b´c´d´, es semejante al triangulo BCD. Considerando únicamente las

líneas llenas de la fig. 5.15d, se puede ver que se aplican los principios básicos de los

diagramas de imagen de aceleración; en otras palabra , la aceleración del punto D (línea 9´) es

igual a la suma vectorial de la aceleración absoluta del punto B (línea 1´) y la aceleración del

punto D relativa al punto B (línea 11´). Un resumen semejante se puede hacer con la relación a

los puntos D y C.

Una tabulación dando la dirección el sentido de las diferentes líneas del diagrama de imagen de

aceleración se ilustra en la fig. 5.15e.

Ejemplo 2. La fig. 5.16 muestra a el mecanismo de un leva con un rodaja que esta pivoteada. El

perfil de la leva tiene la forma de un arco circular con centro en B. Se requiere encontrar la

velocidad angular y la aceleración angular de la rodaja, tomando en cuenta una velocidad angular

constante de la leva.

Figura 5.16 Ejemplo 2 Mecanismo de leva con rodaja pivoteada,

cálculo de aceleración


La distancia BC desde el centro de curvatura del perfil de la leva hasta el centro de la rodaja en

constante. De ahí que el mecanismo equivalente es el de un cuadrilátero articulado con los

eslabones AB, BC, CD, y DA (fijo).

El triángulo de velocidad obc tienen sus catetos respectivos perpendiculares con AB, BC y CD.

La distancia ob es igual a ωAB de donde ω es la velocidad angular del excéntrico. La distancia

oc representa la velocidad de C. La velocidad angular de la rodaja es igual a oc/CD donde oc está

expresada en unidades de velocidad y CD es la distancia real del brazo.

Para el diagrama de aceleración, las líneas se dibujan en el orden ilustrado por las figuras en el

diagrama, empezando desde el polo o´. Las dos tablas en la figura indican la dirección y el

significado de cada línea trazada.

Las tres aceleraciones normales o´b´, bć´1, y oć´2 que corresponden a las líneas 1´2ý 4´

respectivamente, su pueden calcular o localizar gráficamente. En el último caso las escalas de

desplazamiento, velocidad y aceleración deben de conservar la relación indicada en el art. 4.8

Las líneas de la imagen de aceleración se trazan en el orden indicado por la numeración. La

localización del punto c´ es la intersección de las líneas 1´2ý 4´ respectivamente, se pueden

calcular o localizar gráficamente.

En el último caso las escalas de desplazamiento, velocidad, y aceleración deben de conservar la

relación indicada en el Art. 5.4.3.

Las líneas de la imagen de aceleración se trazan en el orden indicado por la numeración.

La localización del punto c´ es la intersección de las líneas 3ý 5´. La aceleración angular

requerida de la rodaja es igual a la aceleración tangencial de C, la cual esta representada por

c´2c´ o sea la línea 5´, dividida por la distancia actual de CD.

Ejemplo de resumen. Para ilustrar los diferentes métodos para encontrar velocidades y

aceleraciones descritos en este capítulo, consideraremos el mecanismo de seis eslabones ilustrado

en la Fig. 5.17a, en el cual todos los centros instantáneos han sido localizados. La velocidad del

punto R queda indicada por el vector VR y se desea conocer: la velocidad del punto T mediante

(a) el método eslabón-a-eslabón (b) el método directo, o línea-de-centros (considerando R como

un punto en el eslabón 2 y T como un punto en el eslabón 6) (c)el método de resolución y (d) el

método imagen de velocidad. (e) Si la velocidad angular del eslabón 2(ω2/1) se representa por

una línea de 1 cm de largo, se desea encontrar las velocidades angulares correspondientes a los


eslabones 3 y 4 . (f) Considerando que la velocidad del punto R es constantes en magnitud ( esto

es, ω2/1 es constante), se desea encontrar la aceleración del punto T por imagen de aceleración.

(a) Método eslabón-a-eslabón. Los dos puntos R y S se encuentran en el eslabón 3 y por esto

giran alrededor del centro de pivoteo O31. En la Fig.5.17a, el punto R es girado alrededor de O31

hasta el eslabón 4, y se traza el triángulo O31GS para encontrar la velocidad de S. Los dos puntos

S y T son puntos en el eslabón 5 y por esto giran alrededor del centro de pivoteo O51.

El punto T se transporta alrededor de O51 hasta la extensión del eslabón 4, y el triángulo O51HT´

es trazado para encontrar la velocidad V´T. Este vector se trasporta de regreso alrededor de O51

hasta el punto T, obteniéndose la velocidad T.

(b) Método directo o línea de centros. Considerando R como un punto en el eslabón 2 y T como

un punto en el eslabón 6, los tres centros instantáneos que se emplearán serán O21, O26 y O61.

Estos se localizan en la fig. 5.17a. Los puntos R y el centro instantáneo O26 son dos puntos en el

Figura 5.17a Ejemplo de resumen Velocidades métodos: eslabón - eslabón y directo


eslabón 2 y por esto giran alrededor del centro de pivoteo O21. El vector VR entonces es

trasportado alrededor de O21 a través de una línea O21O26, y el triángulo O21O26J es trazado para

encontrar la velocidad de O26. Esto entonces se debe relacionar de una manera semejante para el

punto T.

De cualquier forma el centro de pivoteo O61 está en el infinito, lo que quiere decir que cualquier

punto sobre el eslabón 6 tienen la misma magnitud y dirección de velocidad. Por lo tanto la

velocidad de O26, un punto en el eslabón 6, es igual a la velocidad de T, y el vector es

simplemente transferido al punto T.

(c) Método por resolución. La velocidad de VR del punto R se puede dividir en dos

componentes; una sobre el eslabón 3, la cual llamamos V1 y la otra perpendicular a este eslabón

como está indicado en la fig. 5.17b. La componente sobre el eslabón debe de ser igual en los dos

extremos y de esta forma queda ilustrado como V´1 en el punto S. Desde el extremo de la

componente V1 en S, se traza una línea normal al eslabón 3 que representa al otro componente.

Donde intersecta la velocidad resultante del vector S, que es perpendicular al eslabón 4, se

determina la velocidad de S.

Figura 5.17b Ejemplo de resumen

Velocidades métodos: por resolución y de imagen


Repitiendo esto, la velocidad resultante de S se puede dividir dos componentes, una sobre el eslabón 5, la cual le llamamos V2 , y la otra perpendicular al eslabón 5. La componente a lo largo del eslabón debe se ser igual en ambos extremos y por esto también e lustra en el punto T como V´2. La velocidad absoluta del punto T debe de ser horizontal, ya que es en la única dirección en el cual se puede mover. Trazamos una normal en la punta del vector V´2 y su punto de intersección con la horizontal trazada desde el punto T nos de la magnitud de la velocidad de dicho punto T, o sea VT . (d) Método de imagen de velocidad. Empezando desde el polo o (fig.5.17b) la velocidad conocida del punto T se traza perpendicular al eslabón 2. La velocidad del punto S relativa a R es en una dirección perpendicular a la línea RS , o sea el eslabón 3. Por lo tanto, desde r en el diagrama trazamos la línea 2 perpendicular al eslabón 3. La velocidad del punto S es un una dirección perpendicular al eslabón 4. Como la velocidad de S es absoluta por naturaleza, o sea relativa al eslabón fijo, trazamos la línea 3 desde el polo o perpendicular al eslabón 4. La intersección de las líneas 2 y 3 nos localiza los puntos s; y os, o sea la línea 3, es la velocidad del punto S. La velocidad del punto T relativa a S es un una dirección perpendicular al eslabón 5, por esto la línea 4 se dibuja desde s, normal ala eslabón 5. La velocidad del punto T debe e horizontal. Puesto que es relativa al eslabón fijo, se traza desde el polo o. La intersección de las líneas 4 y 5 determinan el punto t; y ot, o sea la línea 5, representa la velocidad del punto T. (e)Velocidades angulares. Para localizar la velocidad angular del eslabón 4, conociéndola la velocidad angular del eslabón 2, se emplean tres centros, a saber O21,O24 y O41. La línea que representa la velocidad angular del eslabón 2 se proyecta en O41 (Fig.5.17c) y se dibuje el triángulo O24O41K. En O21 se traza una línea paralela a la línea que representa ω2/1 hasta encontrar la hipotenusa de este triángulo. La distancia de esta línea representa ω4/1 a la misma escala que la primera línea. O41K representa ω2/1.

Figura 5.17c Ejemplo de resumen

Velocidades angulares e imagen de aceleración


Para encontrar la velocidad angular del eslabón 3, conociendo la velocidad angular del eslabón 2,

los tres centros que se deben emplear son O31, O23 y O21. Se dibuja en O31 la línea O31L que

representa la velocidad angular del eslabón 2, y entonces se construye el triangulo O23O31L.

Desde O21 se traza una línea paralela a O31L que representa ω3/1.

(f) Imagen de aceleración. Las velocidades absolutas y relativas necesarias en el dibujo de este

diagrama, se toman del diagrama de imagen de velocidad de la fig. 5.17b. Como se considera la

velocidad del punto R una constante, solamente tiene aceleración normal. Se encuentra que su

magnitud es BR por el triángulo recto ABO21. (Véase Fig. 5.17c). La imagen de aceleración se

traza a triple escala para su mayor claridad; por esto esta distancia se traza desde el punto o´

paralela al eslabón 2 tres veces mas grande para obtener el eslabón 1´ o sea o´r´.

El punto S tendrá aceleraciones normales y tangenciales relativas al punto R. La aceleración

normal se encuentra trazando la línea 2 de la imagen de velocidad en S; y la distancia CS, se

localiza por la construcción del triángulo rectángulo, trazándola a triple escala desde r´ paralela

al eslabón 3 para obtener la línea 2´. La aceleración tangencial de S relativa a R es perpendicular

a esta línea y es marcada 3´.

La aceleración absoluta del punto S relativa a la tierra es la suma vectorial de las aceleraciones

normales y tangenciales. Si empleamos la línea 3 de la imagen de velocidad en el punto S la

distancia SD es la aceleración normal de S relativa al eslabón fijo 1. Como éste es un valor

absoluto, se proyecta a triple escala desde el polo o´ paralelo al eslabón 4, mediante la línea 4´.

La aceleración tangencial de S relativa a la tierra es una normal al eslabón 4 y se traza como la

línea 5´. La intersección de las línea 3´ y 5´ localiza s´. La línea 6´ desde el polo o´ hasta s´

representa la aceleración absoluta del punto S.

El punto T tiene ambas aceleraciones, normal y tangencial, relativas al punto S. Colocando la

línea 4 de la imagen de velocidad en el punto T y dibujando el triángulo recto obtenemos TE

como la aceleración normal de T relativa a S. Esta se proyecta a triple escala como la línea 7´,

desde s´ y paralelamente al eslabón 5. La aceleración tangencial es perpendicular a ésta y queda

ilustrada como la línea 8´. Cualquier aceleración absoluta de la corredera 6, o se a el punto T,

debe ser horizontal. De ahí que la línea 9´, se dibuja desde el polo o´ hasta intersectar la línea

8´en t´. La línea 9´o sea o´t´ es la aceleración absoluta del punto T. La tabulación mostrada en la

Fig. 5.17c resume los pasos acabados de esbozar.


5.5 Aceleración Coriolis

El método de imagen para determinar aceleración es aplicable únicamente para localizar puntos

en un cuerpo rígido. Con referencia al mecanismo de cuadro articulado de la fig. 5.18a, podemos

escribir la ecuación vectorial.

aQ/1 = aP/1 + aQ/P = an P/1 + at

P/1 + anQ/P + at

Q/P

Escribiendo esta ecuación que es la base para la imagen de aceleración, estamos tratando

únicamente con puntos localizados en el eslabón rígido 3.

Ocasionalmente surgen problemas en los cuales es necesario encontrar la aceleración de puntos

que no están en el mismo cuerpo rígido. Para tales problemas es necesario emplear la ley de

Coriolis. Para ilustrarla, supongamos que el punto Q sobre el cuerpo 3, se esta moviendo a lo

largo de una trayectoria curva CD sobre el cuerpo 2, conforme el cuerpo 2 gira alrededor del

punto O (Véase fig. 5.18b). El punto P sobre el cuerpo 2 en el instante considerado se encuentre

directamente debajo del punto Q; en otras palabras, es coincidente con él. El radio de curvatura

de la trayectoria CD, es R. La aceleración del punto Q relativa al punto P queda indicada por la

ecuación vectorial:

La aceleración normal de Q relativa a P, que cambie la dirección de la velocidad relativa V Q/P es

an Q/P = V2Q/P / R = Rω2

3/2 y actúa sobre el centro de curvatura A de la trayectoria CD, que Q

Figura 5.18. Aceleración de Coriolis


proyecta sobre el cuerpo 2. Si no hay cambio en la dirección de VQ/P, el radio R está en el

infinito, y la aceleración normal relativa es igual a cero. La dirección de la aceleración tangencial

de Q relativa a P, que cambia la magnitud de la velocidad relativa VQ/P es paralela al vector VQ/P

y actúa en la dirección α3/2 . La dirección de la acción del vector Coriolis 2VQ/Pω2/1 se encuentra

por la rotación de 90° del vector VQ/P y actúa en la misma dirección como ω2/1. Si la aceleración

del punto P en el cuerpo 2 es conocida o se puede localizar, la aceleración del punto Q entonces

nos es dada por la ecuación vectorial:

aQ/1 =aP/1 + aQ/P = anP/1 + at

P/1 + anQ/P + at

Q/P + 2VQ/P ω2/1

En algunos casos no coinciden los puntos en los cuerpos. Entonces es necesario para propósitos

de análisis, considerar que uno de los cuerpos se extienda para obtener un punto coincidente. Los

principios acabados de esbozar, y el concepto físico de la acción que está sucediendo, se puede

entender más fácilmente con la ayuda de algunos ejemplos.

Ejemplo 1. Para el primer ejemplo consideremos un caso que se puede resolver por ambos

métodos, el de la imagen de aceleración y de la ley de Coriolis. Consiste en la determinación de

la aceleración del peso B en un regulador de inercia. El peso oscila al final del brazo 3 acoplado

al volante 2 en el punto A, como está ilustrado en el diagrama de la fig. 5.19a.

Figura 5.19. Ejemplo 1 de aceleración de Coriolis


Tómese en cuenta que en el instante considerado, el punto B en el eslabón 3 (B3) tiene una

velocidad angular de ω3/1 de 8 rad por seg en una dirección contraria a las manecillas del reloj

alrededor del punto A y una aceleración angular α3/1 en sentido contrario de las manecillas del

reloj de 50 rad por seg2 alrededor del punto A. El volumen 2 en este instante tienen una velocidad

angular ω2/1 de 12 rad por seg en el sentido de las manecillas del reloj, y una aceleración angular

en el sentido de las manecillas del reloj de α2/1 = 40 rad por seg2. El punto B coincidente en el

volante, o sea en el eslabón 2, se designará como B2.

Antes de determinar la aceleración del punto B3 es aconsejable entender claramente la acción.

Debe de tomarse en cuenta que la velocidad lineal y la aceleración del punto B3 relativa al punto

B2, no es la misma que la de B3 relativa al punto A. La velocidad de B3 relativa a A es igual

a ABω3/1. Como el brazo y todos los puntos sobre el volante están girando alrededor de O, con

una velocidad angular de ω2/1 la velocidad de B3 relativa a B2 es, VB3/B2 = AB (ω3/1 ± ω 2/1) =

AB ω3/2. Si ω3/1 y ω2/1 giran en el mismo sentido, la velocidad angular neta ω3/2 es la diferencia

entre ω3/1 y ω2/1; si están en sentidos opuestos, la velocidad angular neta es la suma, y se emplea

el signo más. Similarmente, para las aceleraciones: atB3/A = ABα3/1, mientras que at

B3/B2 =

AB(α3/1 ± α2/1) = ABα3/1. Si el volante 2 no girara es decir, si se encontrara estacionario o con un

movimiento de traslación, ω2/1 y α2/1 igual a cero, para que ambas VB3/A y VB3/B2 = ABω3/1 y las

dos atB3/A y at

B3/B2 = ABα3/1.

En este ejemplo ω2/1=12 y ω3/1=8, y ambas actúan en sentidos opuesto; de donde

VB3/A=ABω3/1=1.5x8=12 pies por seg (3.65m por seg), y VB3/B2= AB(ω3/1+ω2/1)=1.5(8+12)=30

píes por seg. (9.14m por seg). En la misma forma para las aceleraciones: atB3/A = ABα3/1=1.5x

50=75 pies por seg2 (22.86m por seg2), y atB3/B2 = AB(α3/1+α2/1)=1.5(50+40)=135 pies por seg2

(35.15 m por seg2).

Empleando primero la familiar imagen de aceleración, escribimos la siguiente ecuación:


Estos vectores se trazan en orden en la parte b de la fig. 5.19 y sus direcciones se dan en la

tabulación suplementaria. La aceleración del punto B3 es la línea 5, la cual se mide como 30 pies

por seg2 (9.15m por seg2).

Si empleamos la ley de Coriolis, la Ecuación es:

Estos vectores se trazan con líneas punteadas en la parte de (b) de la fig. 5.19 y están marcados

con números con el índice (´); las direcciones se dan en la tabulación suplementaria. La

aceleración del punto B3 corresponden al valor de 30 pies por seg2 (9.15 m por seg2)

anteriormente encontrado. Debe observarse que la componente Coriolis de 2VB3/B2ω2/1 se traza

horizontalmente a la derecha, de acuerdo con la regla, y su dirección es localizada girando 90° el

vector VB3/B2 en la dirección de ω2/1.

Empleando este ejemplo como base, vamos ahora a investigar el significado físico de le

expresión de Coriolis aB3/B2 = anB3/B2 + at

B3/B2 + 2VB3/B2ω2/1. Si momentáneamente consideramos

el eslabón 2 o la curva CD, fija, es evidente que al término anB3/B2 le favorece un cambio en

dirección de la velocidad 2VB3/B2 moviéndose a lo largo de la curva, mientras que al término

atB3/B2 le favorece el cambio en magnitud de este vector de velocidad. El componente Coriolis,

2VB3/B2ω2/1, esta basado en dos efectos que se suceden durante la rotación de la trayectoria. El

primero es que el vector de velocidad VB3/B2 está girando con una velocidad angular ω2/1; de

donde su dirección continuamente esta cambiando. La aceleración resultante es entonces

VB3/B2ω2/. El segundo efecto se ocasiona por el hecho que, como el punto B3 viaja hacia fuera a

lo largo de la curva CD, continuamente se esta acercando a un punto que tienen diferente

velocidad en magnitud o dirección del que acaba de dejar, obteniendo una segunda aceleración de

VB3/B2ω2/.


5.5.1 Procedimiento general para resolver problemas por la Ley de Coriolis

Para esbozar el procedimiento general que debe seguirse para resolver un problema por la ley de

Coriolis, consideraremos que es conocida la aceleración de todos los puntos en el cuerpo 2, y que

la aceleración en un punto en el cuerpo 3 es la requerida.

a) El primer paso es seleccionar un par de puntos coincidentes P2 y P3 en los dos cuerpos , o en

la extensión de los cuerpos (de ser necesario, crecer imaginariamente la superficie de un eslabón),

cuyo movimiento es conocido o fácilmente determinable.

b) Consideraremos el cuerpo 2 como fijo y localizaremos la trayectoria del punto P3 en él y

después consideraremos el cuerpo 3 como fijo y encontraremos la trayectoria del punto P2 en él.

Si los puntos coincidentes han sido seleccionados apropiadamente, una de estas trayectorias

deberá ser una línea recta o un arco circular cuyo radio de curvatura es conocido. Este es el

movimiento que se deberá emplear y en esta forma se podrá escribir la ecuación de Coriolis.

c) Si P3 proyecta un arco circular o una línea recta sobre el cuerpo 2 que se considera fijo, podemos escribir la ecuación como:

aP3/1 = an P3/1 + at P3/1

= a P2/1 + a P3 / P2 = an P2/1 + at P2/1 + anP3/P2 + at

P3/P2 + 2 VP3/P2 ω2/1

Si P2 proyecta un arco circular o una línea recta sobre el cuerpo 3 que se considera fijo, podemos

escribir la ecuación como:

aP2/1 = an P2/1 + at P2/1

= a P3/1 + a P2 / P3 = an P3/1 + at P3/1 + anP2/P3 + at

P2/P3 + 2 VP2/P3 ω3/1

Nótese que el “denominador” de los términos subscritos en las expresiones de la aceleración

relativa, se refieren al cuerpo considerado temporalmente como el fijo; y que el subscrito de la

expresión ω también es la del cuerpo temporalmente considerado como el fijo, relativo al

eslabón que es realmente fijo.

d) Las magnitudes y/o direcciones para cada expresión se determinan entonces (algunas

magnitudes podrán ser iguala cero), y se traza el diagrama vectorial. La secuencia del trazo de

las líneas no necesitan seguir el orden dado en la ecuación; generalmente aquellas líneas cuya

magnitud es desconocida se dibujan hasta el final. En cualquiera de las ecuaciones la

aceleración absoluta es igual a la suma vectorial de an + at y por eso deberán dibujarse en

sucesión.


Ejemplo 2. Para el segundo ejemplo vamos a considerar un caso que puede ser resuelto

únicamente empleando la ley de Coriolis. Esto se ilustra en la fig. 4.20a, donde tenemos una leva

girando a una velocidad angular constante de 20 rad por seg. en dirección contraria a las

manecillas del reloj. Una cara plana de la leva está en contacto con una rodaja, y se desea

determinar la aceleración de la rodaja en la posición indicada.

Para obtener los puntos coincidentes es necesario para el análisis, imaginemos que la leva

(eslabón 2) se ha extendido hasta incluir el centro de la rodaja de la varilla (eslabón 3) por tanto

tenemos otra vez los puntos coincidentes B2 y B3 en los eslabones 2 y 3 respectivamente. La

traza del punto B3 en el eslabón 2 será una línea recta paralela a la cara de la leva; en otras

palabras, si consideramos el excéntrico fijo y la varilla girando alrededor de la cara plana, su

centro B3 proyectará una línea recta paralela a la cara de la leva, como queda ilustrado por la

línea punteada.

El triángulo de velocidad se podrá dibujar ahora como está indicado en la fig. 5.20b. La velocidad

del punto B2 es igual a OBω2/1 = 6x20 =120 plg por seg (304.8 cm por seg); la dirección de la

velocidad B3 se conoce que es verticalmente hacia arriba, mientras que VB3/B2 es paralela a la

cara del excéntrico. Las líneas 2, o sea VB3/B2 y 3, o sea VB3 se proporcionan en la escala de 137



y 97 plg por seg (342.5 y 242.5 cm por seg), respectivamente. Empleando la expresión Coriolis

se puede escribir:

aB3/1 = an B3/1 + at B3/1

= a B2/1 + a B3 / B2 = an B2/1 + at B2/1 + anB3/B2 + at

B3/B2 + 2 VB3/B2 ω2/1

Vamos a discutir estas expresiones por un turno: an B2/1 =OBω22/1 =6(20)2 = 2400 plg por seg2

(60.96 m por seg2), y actúa hacia abajo en una dirección paralela a OB; at B2/1= 0, ya que ω2/1 es

constante. anB3/B2 = 0, como la dirección de VB3/B2 está sobre una línea recta, o sea que el radio

este giro es infinito. Si la superficie del excéntrico fuese curva en el punto de contacto con la

rodaja, tendríamos que determinar su radio de curvatura R y emplear la ecuación anB3/B2 = V2

B3/B2

/ R. La magnitud de atB3/B2 es desconocida, pero su dirección es paralela a la cara del excéntrico o

sea la trayectoria del movimiento de B3 relativa al eslabón 2. La componente Coriolis = 2 VB3/B2

ω2/1 = 2x137x20=5480 plg por seg2 (139.19m por seg2) su dirección es perpendicular a la

superficie del excéntrico y actúa hacia arriba y hacia la izquierda, es decir, en la dirección del

vector VB3/B2 girando 90° en la dirección de ω2/1. La aceleración del punto B3 debe de ser

verticalmente hacia arriba; por esto el diagrama se podrá trazar como queda indicado en la Fig.

5.20c. El punto b´3 cae en la intersección de las líneas 3´y 4´. La tabla suplementaria indica el

procedimiento. La distancia o´b´3 representa la aceleración del punto B3, y por lo tanto la de la

rodaja. Esta distancia en la escala es de 4300 plg por seg2 (109.22m por seg2).

Ejemplo 3. Para el último ejemplo vamos a considerar el mecanismo mostrado en la fig. 5.21a en

que el eslabón 2 gira con una velocidad angular constante de 100 rmp en sentido contrario de las

manecillas del reloj. Se desea encontrar la aceleración del punto C en el eslabón 3. Empleando la

ley de Coriolis y considerando los puntos coincidentes B2 y B3 se puede escribir la ecuación:

aB3/1 = an B3/1 + at B3/1


B3/B2 + 2 VB3/B2 ω2/1

Pero seria necesario conocer la trayectoria del punto B3 en el eslabón 2, que no es muy obvia. De

cualquier forma conocemos que la trayectoria del punto B2 en el eslabón 3 es una línea recta o

sea el mismo eslabón 3. Por esto podemos escribir la ecuación:

aB2/1 = an B2/1 + at B2/1


B2/B3 + 2 VB2/B3 ω3/1


Como conocemos la velocidad del punto B2 y ésta es OBω2/1= (6/12) / (100 x 2π/60) = 5.23 pies

por seg (1.59 m por seg), dibujamos el polígono de velocidad en la Fig. 5.21b, resolviendo esta

velocidad en componentes paralelas y perpendiculares al eslabón 3. en la escala, estos valores

de polígono nos dan VB2/B3 como 4.2 pies por seg (1.28 mpor seg) y VB3/0´como 3.2 pies por seg

(0.97 m por seg) la velocidad angular del eslabón 3 es ω3/1 = V B3/O´ / O´B = 3.2 / (20/12) =1.92

rad por seg.

Consideremos ahora las expresiones de la ecuación de aceleración. No existe aceleración

tangencial del punto B2, en vista de que ω2/1 es constante. Por esto la aceleración total aB2/0 es

igual a la normal an B2/0 o sea OBω2

2/1 = (6/12)( 100 x 2π/60)2 = 54.8 pies por seg2 (16.7 m por

seg2). Actúa sobre O y es paralela al eslabón 2. La an B3/0´ = V2

B3/0´ / O´B = 3.22 (20/12) = 6.14

pies por seg2 (1.87 m por seg2) paralela al eslabón 3 y actuando sobre 0’. La aceleración

tangencial del punto B3 es desconocida en magnitud, pero su dirección es perpendicular al

eslabón 3.

La aceleración normal del punto B2 relativa al punto B3 es igual a cero, ya que el movimiento es

una línea recta o sea el radio de curvatura en el infinito. La magnitud de la aceleración tangencial

del punto B2 relativa al punto B3 es desconocida pero la dirección es sobre el eslabón 3. El

componente Coriolis 2 VB2/B3 ω3/1 = 2x4.2x1.92=16.13 pies por seg2 (4.92 m por seg 2) y su

dirección está localizada por el giro del vector VB2/B3 , 90° en la dirección de ω3/1, o sea hacia la



izquierda. Este polígono queda mostrado en la Fig. 5.21c; la tabulación en la parte (d) de esta

figura explica el procedimiento. Las expresiones al margen derecho de la ecuación han sido

sumadas vectorialmente para igualarlas a la expresión (línea 1´) en el lado izquierdo. La

aceleración del punto B3 se encuentre a escala de la línea 6´ en la figura, y su valor es 26.5 pies

por seg2 (8.07 m por seg2). La aceleración del punto C se puede proporcionar, ya que la

aceleración está en proporción directa con el radio; o sea aC/1 = a B3/1 (O´C / O´B) = 26.5 (30/20)

= 39.7 pies por seg2 (12.1 m por seg2).

Conclusión. No era posible emplear el método imagen de aceleración en los últimos dos

ejemplos, ya que los puntos concernientes no se podían considerar que estuvieran en un eslabón

rígido. Fue necesario seleccionar un par de puntos coincidentes que se localizaran en diferentes

eslabones. Estos puntos tienen movimiento relativo, y la aceleración de este movimiento relativo

tuvo que localizarse.


CUESTIONARIO

5.1 Indíquese la relación entre velocidad lineal de dos puntos sobre un eslabón en movimiento

cuyo centro instantáneo es conocido.

5.2 Dos puntos se localizan en eslabones diferentes del mismo mecanismo y el centro

instantáneo de los eslabones es conocido. Cuando conocemos la velocidad de un punto ¿qué

propiedad del centro instantáneo se emplea para encontrar la velocidad del segundo punto?

5.3 En las figs. P5.3a hasta g, supóngase una velocidad conocida para el punto A y muéstrese

gráficamente como se localizan las velocidades de los puntos B, C. Márquese las posiciones para

todos los centros instantáneos empleados en las construcciones que se utilizan.

Fig. P5.3a

Fig. P5.3f

Fig. P5.3e

Fig. P5.3d

Fig. P5.3c

Fig. 5.3b

Fig. P5.3g


5.4 En las figs. P5.3a, b, c, d, f, y g supóngase una velocidad angular conocida en el eslabón 2 y

localizase la velocidad angular del eslabón 3.

5.5 En las figs. P5.3a, b, c, considérese que el eslabón 2 gira a una velocidad angular constante y

conocida en el sentido de las manecilla el reloj. Empleando el método de imagen, muéstrese

gráficamente como se localizan (1) la velocidad lineal y (2) la aceleración lineal del punto B.

5.6 Empleando la Fig. P5.3d, encuéntrese, usando el método de imagen, la velocidad lineal y la

aceleración lineal del punto B, suponiendo que el eslabón 2 tienen una velocidad angular

conocida y constante en un sentido contrario a las manecillas del reloj.

5.7 a) En las figs. P5.7a hasta la d, supóngase una velocidad lineal conocida para el punto P y

muéstrese como localizar gráficamente las velocidades de los puntos Q y R..

b) en las figuras P5.7a hasta la d, considérese una velocidad angular conocida para el eslabón 2 y

muéstrese como obtener gráficamente las velocidades angulares de los eslabones 3 y 4.

Fig. P5.7a

Fig. P5.7d

Fig. P5.7c Fig. p5.7b


5.8 En la figura P5.8 el eslabón 5 gira contra el eslabón 4 en una acción similar a la de una

leva, la velocidad del punto P en el eslabón 5 queda indicado por el vector Vp. Encuéntrese la

velocidad de los puntos R, S y P por (a) el método eslabón –eslabón (b) por el método línea

de centros, considerando P como un puntos en el eslabón 5 y los otros puntos en el eslabón 3

y (c) por el método de resolución (encuéntrese la magnitud y dirección de la velocidad del

punto T a partir únicamente de las velocidades de los puntos R y S).

5.9 En las figs. P5.9a, b, y c la velocidad del punto R queda indicada por el vector VR

encuéntrese la velocidad del punto T por (a) el método eslabón-eslabón (b) el método línea

de centros, (c) el método por resolución, y d) el método de imagen; (e) si ω2/1 queda

representada por una línea de una pulgada de largo (2.54cm) localícese gráficamente ω3/1 y

ω4/1 (f) si la velocidad del punto R es constante, localícese la aceleración absoluta del punto T

por el método de imagen.

5.10 Considerando que la manivela OA del mecanismo de corredera, biela, y manivela

ilustrado en la fig. P5.10 se extiende hasta incluir el perno articulado B, encuéntrese la

aceleración de la corredera 4 empleando la ley de Coriolis. La manivela 2 gira a una

velocidad constante. Cotéjese el resultado, empleando el método de imagen de aceleración.

5.11 Empleando la ley de Coriolis localícese la aceleración angular de la varilla de pie plano,

pivoteada en forma de balancín, según la posición del mecanismo ilustrado en la fig. P5.9. La

leva gira en sentido contrario de las manecillas del reloj con una velocidad angular constante

de 15 radianes por segundo. Respuesta: 48.1 radianes por segundo2.

Fig. P5.8


Fig. P5.9a

Fig. P5.9b Fig. P5.9c

Fig. P5.10

Fig. P5.11


5.12 encuéntrese la aceleración angular del eslabón 3 en el mecanismo mostrado en la Fig.

P5.12 por la ley de Coriolis, considerando que el eslabón 2 gira con una velocidad angular

constante de 100 rpm en sentido contrario de la manecillas del reloj.

5.13 Dibújese un cuadrilatero articulado semejante al de la Fig. 5.18a. Considerando que el

eslabón 2 gira con una velocidad angular constante, localícese la aceleración del punto Q por

ambos métodos; el imagen de aceleración y por la ley de Coriolis. Para el segundo método

considere que el eslabón 2 se puede extender para incluir el punto Q.

Fig. P5.12

CAPÍTULO 6

MECANISMOS DE CORREDERA, BIELA Y MANIVELA

6.1 Generalidades

Los usos del mecanismo de corredera, biela y manivela en sus diferentes formas son tantos

y tan importantes que ameritan una consideración cuidadosa. Se puede describir como un

mecanismo simple, de 4 eslabones con movimiento coplanario relativo entre sus

componentes, siendo tres pares de sus elementos rígidos y con pernos articulados y el cuarto

una corredera y guía que permite el movimiento rectilíneo relativo de un par de eslabones

adjuntos.

Las Fig. 6.1, 6.2 y 6.3 muestra un proceso del desarrollo del mecanismo de corredera, biela y

manivela desde el cuadrilátero articulado. La Fig. 6.1 ilustra un cuadrilátero articulado; la Fig.

6.2 muestra un dispositivo derivado de él alterando las superficies rígidas.

Los pernos articulados entre el eslabón 4 y el 1 en la Fig. 6.1 han sido cambiado por un

taco o corredera y una guía circular ranurada en la Fig. 6.2, en todo caso, el radio medio

del eslabón ranurado 1 se construye con una longitud igual a la del 4 en el mecanismo

anterior, los movimientos de ambos en los eslabones correspondientes son idénticos. El

punto fijo material O41 sobre el cual el eslabón 4 se mueve con respecto a 1, en el mecanismo del cuadrilátero articulado, queda reemplazado por el punto del pivoteo O41

imaginario en el mecanismo derivado de éste.

Figura 6.1 Cuadro articulado

CINEMÁTICA DE LAS MÁQUINAS MECANISMOS DE CORREDERA, BIELA Y MANIVELA 114

Si la cadena se continua alterando dando ala ranura en un radio infinito, para que O41 se

desplace hasta el infinito, se convierte en un tipo común del mecanismo de corredera,

biela y manivela como se ilustra en la Fig. 6.3.

El mecanismo de corredera biela y manivela tiene cuatro eslabones y una de ellos puede ser

fijo, por consiguiente hay cuatro inversiones posibles que se describen a continuación.

6.2 Primera inversión. Cadena con par en deslizamiento

En este mecanismo mostrado en la fig. 6.3 el eslabón 1 se convierte en el miembro,

estacionario. Aplicado a las máquinas recíprocas , 1 es la bancada, 2 la manivela y la 3 la

biela. El eslabón 4 es el pistón en algunas máquinas que no tienen taco; en otras consta de

una cruceta, biela y pistón ya que estas partes se mueven como una sola pieza de material

rígido.

Se dice que el mecanismo está “descentrado” cuando (como en la Fig. 6.3) la línea recta xy,

que es la trayectoria del movimiento del punto B, no pasa por el punto A.

La manivela, en las máquinas prácticas que emplean este mecanismo generalmente giran a

una velocidad angular aproximadamente constante. Para fines de diseño, es necesario analizar

Figura 6.2 Mecanismo con

taco o corredera y guía circular

Figura 6.3 Mecanismo de

corredera biela y manivela


la velocidad y la aceleración del pistón. El análisis comúnmente se hace bajo la suposición

que la velocidad de la manivela es exactamente constante ya que el error involucrado es de

proporciones pequeñas.

Velocidad del pistón. Método gráfico

El método de línea de centros y centros instantáneos, como fue ya descrito, se puede emplear

para localizar la velocidad del pistón cuando la velocidad del perno de la manivela es

conocida. De cualquier forma el método alternativo ilustrado en la Fig. 6.4 es mas corto y

generalmente mas conveniente. La construcción en esta figura es como sigue:

La línea central de la biela 3 se alarga hasta encontrar en C la línea AD trazada en una

dirección perpendicular a la carrera. Se puede mostrar que la distancia AD representa la

velocidad del pistón a la misma escala como la distancia de la manivela AC representa la

velocidad del perno de la manivela. Esta exposición se puede comprobar como sigue:

Extendamos AC hasta encontrar E en la línea BE que se traza perpendicular a la trayectoria

de B. Entonces E es O31 , y por esto

Velocidad lineal de B = EB Velocidad lineal de C = EC

También EB = AD (según los triangulo semejantes BEC y CDA). EC AC

Entonces: VB = AD o VB = VC x AD VC AC AC

Figura 6.4 Mecanismo de corredera biela y manivela Cálculo de velocidad


Ahora VC es la velocidad del perno de la manivela, y esta es constante cuando la manivela

gira a una velocidad uniforme. AC, también, tiene una longitud fija.

Por consiguiente pedemos escribir:

Velocidad del pistón = VB = constante x AD

Cuando AD tiene una longitud de una pulgada (2.54 cm.)

VB = VC x 1 AC

esto es una pulgada (2.54 cm) representa VC/AC unidades de velocidad. Como una forma

fácil para recordar la escala, podemos anotar: la velocidad del pistón queda representada por

la longitud AD, en la misma escala que la longitud de la manivela AC en nuestro dibujo

representa la velocidad del perno de la manivela.

Una curva polar de la velocidad del pistón en base al ángulo de la manivela se muestra en (a)

Fig. 6.4 . El punto D1 se obtiene intersectando la manivela con la magnitud de la velocidad

del pistón que corresponde a la distancia de AD. Una curva de desplazamiento - velocidad

también esta dibujada en (b) de la Fig. 6.4 El punto D´ de esta cuerva corresponde a la

posición del mecanismo ilustrado y se localiza construyendo una ordenada BD´ igual a AD.

Una cuerva de velocidad-tiempo (Fig. 6.5) se construye graficando las mismas ordenadas de

velocidad sobre una base en la cual, iguales ángulos de la manivela, quedan representados por

espacios iguales;

Figura 6.5 Curva de velocidad-tiempo


los desplazamientos angulares de la manivela y los tiempos son proporcionales unos a otros;

y puestos que la manivela tiene velocidad constante, la misma base puede servir para los dos.

Por esto, la distancia x en la Fig. 6.5 se construye igual a la similarmente indicada en la fig 6.4

.

Características del movimiento del pistón

La fig. 6.6 muestra la curva velocidad- desplazamiento para el movimiento del pistón en una

maquina que está centrada, obsérvese la velocidad máxima se obtiene un poco antes que al

centro de la carrera, cuando el pistón se separa del punto muerto y la curva se vuelve

asimétrica sobre el eje vertical a la mitad de la carrera, pero es simétrica sobre el eje horizontal

.

Cuando existe un descentramiento, como en la Fig. 6.4 entonces es asimétrica en ambos ejes.

El punto F (fig. 6.6) es la proyección del centro del perno de la manivela sobre la línea

centro de la carrera y tiene movimiento armónico simple cuando la manivela gira con una

velocidad uniforme. La curva ( un circulo) trazada con las líneas punteada representa

velocidad de F. Esta curva se diferencia en algo a la curva de la velocidad del pistón. Si la

biela siempre formara un ángulo constante con la línea centro de la carrera, su proyección BF

en esa línea tendría una longitud constante. Esto es, los puntos B y F tendrían velocidades

iguales todo el tiempo y el pistón cambiaria de posición con movimiento armónico simple.

Como este no es el caso B no se puede mover con movimiento armónico simple. Si la biela

tuviera una longitud infinita, se obtendría exactamente esta condición. La distorsión del

movimiento del pistón con respecto al movimiento armónico simple se ha llamado con

propiedad el efecto de la biela.

Figura 6.6 Curva de velocidad-desplazamiento,

máquina centrada


El diseño de distribuidores y el balanceo de las máquinas se simplificaría grandemente si este

no existiera. Con referencia a la fig. 6.6 se puede observar que este efecto, tiende a aumentar

ala velocidad del pistón durante los periodos anteriores y posteriores al paso de la manivela

por el punto muerto y tiene un efecto opuesto en las otras partes de la carrera. La velocidad

máxima del pistón se obtiene un poco antes de la mitad de la carrera.

Aceleración del pistón. Construcción gráfica del Klein

Una línea cuya longitud representa la aceleración del pistón se pude obtener empleando la

construcción de Klein, como queda ilustrado en la Fig. 6.7 que es aplicable cuando la línea de

movimiento de la corredera pasa por el centro de la manivela A o cuando esta descentrada.

En la Fig. 6.7a, el punto D se encuentra extendiendo la biela BC hasta cruzarse con la línea

vertical AD que pasa por el centro de la manivela A.

Un semicírculo CLB se traza con BC como diámetro. Este se intersecta en E por un arco

trazado tomando C como centro y con radio CD. Desde E la línea EGH, se traza

Figura 6.7 Construcción gráfica de Klein


perpendicular a BC, encontrándose en H a una línea AH paralela a la línea del movimiento

del pistón.

La longitud de la línea AH es entonces igual a la aceleración del pistón a una determinada

escala. Esto se puede comprobar y la escala se puede determinar mediante un diagrama de

imagen de aceleración. Primeramente dibujamos la imagen de velocidad como queda indicado

en la parte b y la explicación de las líneas se da en la tabulación. La longitud de la línea 1,

representa la velocidad del perno de la manivela C y se traza igual a la longitud de la manivela

AC, incidentalmente debe notarse que el triángulo obc de la imagen de velocidad es idéntico

a el triángulo ACD de la parte a, pero girando hacia adelante 90°. Esto representa una

comprobación adicional; la longitud AD representa la velocidad de la corredera B a la misma

escala que la longitud de la manivela representa la velocidad del perno de la manivela C.

La línea 1´ de la imagen de aceleración en la Fig. 6.7c representa la normal y la aceleración

absoluta de C, puesto que la manivela gira a una velocidad angular constante. Hagamos que

esa distancia sea igual a la de la manivela AC. El resto del diagrama se traza de la forma

convencional y la explicación se encuentra en la tabulación.

Una comparación de la Fig. 6.7a con la imagen de aceleración de la parte c, muestra que las

figuras ACGH y o´c´b´1b´ son semejantes, ya que sus lados respectivos son paralelas unos a

otros. Se puede comprobar que son idénticos si se demuestra que dos de sus lados tienen la

misma longitud. La línea 1´ se dibujó con la misma longitud que AC. Para demostrar que la

línea 2´ es igual en longitud a CG, debemos considerar los dos triángulos CEB y CEG de la

fig. 6.7a. Esto triángulos son semejantes, ya que ambos tienen ángulos rectos y a la vez tienen

el ángulo GCE común.

Por lo tanto AH que según la construcción de Klein, es paralela a o´b´ representa la

aceleración de la corredera B para cualquier posición del mecanismo. La escala de aceleración

se encuentra dividiendo la aceleración normal del perno de la manivela C por la longitud de la

manivela AC tal y como aparece en el dibujo.

Un diagrama aceleración-desplazamiento se traza, punteando la aceleración (AH, o sea x) en

las posiciones correspondientes del punto B como se muestra en la fig. 6.7a. Si la corredera

no está descentrada, la curva se retrasa a sí mima durante cada medio ciclo.


Velocidad y aceleración del pistón. Método analítico

No obstante que el método gráfico de análisis se debe ampliar preferentemente, en alguno caos

el método analítico es necesario. Consideraremos un caso de un mecanismo centrado. En la

Fig. 6.8 consideremos que r sea la longitud de la manivela, nr la longitud de la biela y n es la

relación entre la longitud de la biela y la longitud de la manivela. Supongamos que la

manivela se encuentra a cualquier ángulo θ es la inclinación correspondiente de la biela. X es

la distancia del centro del perno de la corredera al centro del perno de la manivela. A la mitad

de la carrera, evidentemente, x = nr. Para cualquier ángulo θ de la manivela el desplazamiento

del pistón s desde la posición central es igual a x-nr.

De la figura: x = r cos θ + nr cos φ

y el desplazamiento del pistón S = x – nr

= r cos θ + nr cos φ - nr

= r (cos θ + n cos φ - n)

También: sen θ = h / r y sen φ = h / nr

Por división sen φ = sen θ / n

por otro lado cos2 φ + sen2 φ = 1; cos2 φ = 1- sen2 φ = 1 – sen2 θ n2

por lo tanto: S = r (cos θ + n (1 – sen2 θ )1/2 - n) n2 reacomodando términos: S = r (cos θ + (n2 - sen2 θ )1/2 – n) (6.1)

Así obtenemos el desplazamiento del pistón en términos del ángulo de la manivela.

Si el pistón se moviera con movimientos armónico simple, su desplazamiento al ángulo de la

manivela θ seria r cos θ.

Figura 6.8


El “efecto de la biela” debido a su oblicuidad o sesgo de este miembro con la línea de la

carrera, se representa por la ecuación:

r[(n2 - sen2 θ )1/2 - n]

La velocidad del pistón es igual a ds/dt donde s es el desplazamiento del pistón. Sustituyendo

el valor de S de la ecuación 6.1 obtenemos:

Velocidad del pistón = d [r (cos θ + (n2 - sen2 θ )1/2 – n)] dt = - r dθ [ sen θ + 2 sen θ cos θ ] = - rω [ sen θ + sen 2 θ ] dt 2 (n2 - sen2θ)1/2 2 (n2 - sen2θ)1/2

Ya que dθ/dt = ω = velocidad angular de la manivela. Una forma aproximada de esta ecuación

se obtiene omitiendo sen2θ en el denominador. El error involucrado no es muy grande, el

valor de n en el diseño de máquinas rara vez es menor que 4, y sen2θ es igual a 1 como un

máximo. La ecuación se reduce a la siguiente forma:

Velocidad del pistón = - rω [ sen θ + sen 2θ ] (6.2) 2n

La aceleración del pistón es igual a dv/dt. Ajustando la ecuación usando la velocidad del

pistón aproximada 6.2 en la misma forma obtenemos:

Aceleración del pistón = d (- rω [ sen θ + sen 2θ ]) dt 2n

= rω2 (cosθ + cos2θ ) (6.3) n la ecuación 6.3 generalmente se emplea cuando no se requiere una exactitud extremada.

Cuando n es igual a 4 la ecuación aproximada da un error máximo aproximadamente de 0.6

por ciento en su aceleración máxima.

Discusión de las ecuaciones del mecanismo de corredera, biela y manivela

Podemos encontrar varias relación interesantes de las ecuaciones derivadas en el articulo

anterior.


El ángulo de la manivela cuando el pistón se encuentra al centro de la carrera se puede

localizar haciéndolo el desplazamiento S igual a cero en la ecuación 6.1.

0 = r (cos θ + (n2 - sen2 θ )1/2 – n)

O sea n-cosθ =(n2-sen2θ)1/2

elevando al cuadrado ambos lados obtenemos:

n2 –2n cosθ+ cos 2θ = n2-sen2 θ o

2n cosθ = cos2θ + sen2θ = 1

cosθ = 1 2n

Los valores del ángulo θ de la manivela, en los cuales el pistón se encuentra en la posición

central para valores de n de 3,4,5, y 6 son entonces aproximadamente 80.4° , 82.8°, 84.2° y

85.2° respectivamente. Si n esta en el infinito se obtienen movimientos armónico simple

en el pistón y el ángulo es entonces de 90°.

La posición de la manivela cuando la velocidad del pistón esta a su máximo ocurre

cuando la aceleración es cero. Haciéndolo igual a cero la ecuación aproximada para la

aceleración ( ecuación 6.3) obtenemos:

0 = rω2 (cosθ + cos2θ ) = n cos θ + cos2θ = n cosθ + cos2θ - sen2θ n

= n cosθ + cos2 θ -1 + cos2 θ = 2 cos2θ + n cosθ -1

cos θ = 1 ( - n + [n2 + 8]1/2 ) 4

Se encontrara que el signo mas en el segundo término en la ecuación debe empleare mas bien

que el signo menos. Los valores para el ángulo θ de la manivela en el cual la velocidad del

pistón será un máximo o su aceleración cero, para los valores de n de 4, 5, y 6 son entonces

aproximadamente 77.0° 79.3° y 80.9° respectivamente. Si se emplea la ecuación exacta,

según el cálculo de Bogert, los valores son 76.72°, 79.10° y 80.78°.


Movimientos de retorno rápido

El mecanismo de corredera biela, y manivela se puede emplear para movimiento de retorno

rápido cuando se ha descentrado como lo muestra. La fig. 6.9 . Es decir el eslabón o pistón 4

ejecuta su carera hacia la derecha y hacia la izquierda en periodos desiguales del tiempo.

En el mecanismo ilustrado se indican con la líneas punteadas las dos posiciones donde el

pistón ha llegado al final de su carrera hacia la derecha y hacia la izquierda,

respectivamente. En estas posiciones la manivela y la biela coinciden en una misma línea

recta. Cuando la manivela gira en dirección de las manecillas del reloj, el pistón tienen su

desplazamiento hacia la izquierda, mientras la manivela gira cruzando el ángulo θa y el

desplazamiento de retorno requiere un movimiento de la manivela a través del ángulo θr. Si

se considera una velocidad constante para la manivela. La relación del tiempo de los dos

deslazamiento es igual a θa/θr. Esta relación es una unidad cuando el descentramiento es

cero y aumenta con el descentramiento.

6.3 Segunda inversión

En este ilustrado en la Fig. 6.10 el eslabón 1, correspondiente a la biela 3 en el mecanismo de

una maquina de acción directa es el eslabón fijo.

La Fig. 6.11 ilustra la aplicación de una maquina de vapor oscilatoria el eslabón 4 toma la

forma de un cilindro picoteado de tal forma que oscila alrededor de los muñones de B. El

eslabón 3 se convierte en el pistón y la biela. Antes de que el diseño de las máquinas de vapor

se estandarizara, ocasionalmente se empleaba este tipo y todavía se emplea en algunas

máquinas de vapor de juguete donde la máquina esta montada sobre la caldera.

Figura 6.9 Mecanismo de retorno

rápido


6.4 Tercera inversión. Mecanismo de limadora

Como ejemplos de este mecanismo ilustramos las fig. 6.13 y 6.15. El eslabón 1

correspondiente a la manivela 2 en la primera inversión, es el eslabón fijo. Estas unidades se

usan para obtener movimiento de retorno rápido en la maquina-herramienta.

Figura 6.12 Figura 6.13



La fig. 6.13 muestra el mecanismo de limadora con retorno rápido . el eslabón 3 es la manivela

motriz a la cual esta adjunta el taco 4. Este último desliza entre las ranuras del marco en la

palanca 2. La palanca 2 mueve el émbolo 6 soporta la herramienta o cortador. Esta tiene un

movimiento recíproco y la carrera de retorno se efectúa en menor tiempo que la carrera para

cortar.

Si tomamos en cuenta que la manivela 3 gira en dirección de las manecillas del reloj, la

palanca 2 llegara a su posición extrema de la derecha cuando la manivela 3 esta en A1C

(Fig.6.12) perpendicular a BA1D1. De la misma manera 2 llegara a su otra posición extrema

cuando la manivela este en la posición A2C.

Mientras tanto la manivela gira a través de un ángulo θ. La carrera de retorno toma lugar

durante el movimiento de la manivela θr. Por consiguiente, tomando en cuenta a una

velocidad constante angular de la manivela 3, la relación del tiempo de ida contra el de

retorno de la carrera es igual a θa/θr. A esta relación se le puede dar cualquier valor desde uno

hasta el infinito si se selecciona adecuadamente al relación de la distancia de los eslabones

AC/BC o 3/1.

Otro ejemplo de la tercera inversión ilustrado en las Fig. 6.14 y 6.15 es el mecanismo de

retorno rápido de Whitworth, otra aplicación empleada en maquinas- herramienta y en otros

casos donde ser desea producir un movimiento reciproco con una carrera de retorno rápido.

La manivela motriz 3, esta girando con velocidad angular constante y esta moviendo del

eslabón ranurado 3 por medio del taco 4. El eslabón 2 gira a través de un circulo completo

con velocidad variable y un eslabón 5 que sirve de conexión puede ser unido para que mueva

un miembro reciproco.

Con referencia a la Fig. 6.14 el eslabón 2 gira en sentido de las manecillas del reloj desde una

posición horizontal A1B a través de 180° hasta la posición A2B mientras que la manivela

Figura 6.14


motriz 3 gira a través del ángulo θr. Efectúa la siguiente media revolución mientras que la

manivela motriz 3 gira a través del ángulo θr. Efectúa la siguiente media revolución mientras

que la manivela motriz se mueve a través del ángulo θa. La relación del tiempo del avance y

retorno de la carrera es entonces θa/θr. La reducción de la longitud del eslabón 1 sin alterar la

del 3 causará una disminución en la relación θa/θr, alcanzando un valor unitario cuando 1

tienen una longitud cero.

Una comparación de las Fig. 6.12 y 6.14 muestra que la diferencia entre los dos mecanismos

es que en la diferencia entre los dos mecanismos es que en la fig. 6.12 el mecanismo de la

limadora, la longitud del eslabón 1 es mayor que la longitud del 3; mientras que en la fig. 6.14

el mecanismo de Whitworth, lo longitud del eslabón 1 es menor que la longitud del eslabón 3.

Conforme la relación de las distancia 1/3 se aproxima a la unidad (esto es la longitud del

eslabón 1 se aproxima ala del eslabón 3) la relación del tiempo de avance y retorno de la

carrera θa/θr se aproxima al infinito. En maquinas reales la longitud del eslabón 1 se puede

variar subiendo o bajando el perno pivote B o C, montándolo sobre un trueca con un tornillo

regulador. De la misma manera el eslabón motriz 3 puede tener un tornillo regulador que,

cuando gira, mueve una corredera sobre el cual el punto A se encuentra localizado para variar

la distancia AC.

Durante el diseño del mecanismo de una limadora, generalmente es aconsejable trazar por

puntos una cuerva de velocidad desplazamiento del cortador o herramienta recíproca. Esto se

efectúa para evitar variaciones de velocidad durante el corte, que pueden causar un acabado

disparejo en el trabajo producido por la unidad. La velocidad del punto A sobre el eslabón

motriz 3 es conocida, y por los métodos descritos, la velocidad del cortador se puede localizar

Figura 6.15 Mecanismo de retorno rápido de Whitworth


una curva típica queda mostrada en la Fig. 6.13 sobre la trayectoria de la corredera 6. La parte

superior representa las velocidades durante la carrera del corte, mientras que la parte inferior

son las velocidades durante la carrera de retorno. La forma ideal para una cuerva de cómo

queda ilustrado por la línea punteada en la figura. Entonces el cortador mantendrá una

velocidad constante durante toda la carrera. Esto no es práctico ni deseable porque daría como

resultado cargas pesadas de choque o conmoción en las terminales de la carrera. Como casi

todos lo problemas de ingeniería, los dos factores incompatibles se deben balancear para

obtener el resultado más satisfactorio.

6.5 Cuarta inversión. Cadena con corredera fija

La inversión restante de la cadena de la manivela, biela y corredera se obtiene fijando la

corredera 1 (fig. 6.16) La aplicación mas común para esta cadena se encuentra en las bomba

de agua manuales. También se emplea en algunas bombas de vapor recíprocas de movimiento

directo. En la aplicación de la bomba manual de 1 se convierte en la caja de la bomba y el 4 en

la varilla de la bomba, sobre esta, en el extremo inferirse encuentra adjunto el macho de

aspiración. La extensión punteada de 2 forma el mango de la bomba.

Figura 6.16


CUESTIONARIO.

6.1 Trácense diagramas esquemáticos de las cuatro inversiones del mecanismo de corredera,

biela y manivela. Indique la aplicación practica de cada un de estas.

6.2 Muestrese como se traza la curva polar de la velocidad del pistón sobre un ángulo base de

la manivela para el mecanismo de corredera, biela y manivela.

6.3 Muestrese como se localiza gráficamente la velocidad del pistón en el mecanismo de una

máquina de vapor de acción directa. Compruébese la corrección de las construcciones

efectuadas.

6.4 Muéstrese como trazar las curvas de velocidad y aceleración para la cruceta de una

maquina de acción directa, sobre una base que represente la posición de la cruceta. ¿cómo se

obtiene la escala para el diagrama?

6.5 Esbócese explique la construcción de Klein para encontrar la aceleración del pistón en el

mecanismo de una máquina de vapor de acción directa. Si el diagrama se traza a una escala de

1 cm = n cm. ¿cuál es la escala de aceleración cuando las ordenadas se miden en centímetros y

ω en radianes por segundo?

6.6 Pruébese que la velocidad del pistón en una maquina de vapor de acción directa no es

movimiento armónico simple.¿cómo se puede modificar el movimiento para que se aproxime

al armónico simple?

6.7 Una maquina de vapor tienen una carrera de 12 pulgadas (30.5cm) y la biela es de 24

pulgadas (61 cm) de largo. Muéstrese como localizar gráficamente la velocidad y aceleración

del pistón cuando la manivela hace un ángulo de (a) 45° (b)90° y (c)120° con la línea de la

carrera. También determínese las escalas para la aceleración y velocidad en unidades de pies

por segundo si el dibujo del mecanismo es una cuarta parte del tamaño real y la máquina gira

a 240 rpm. Resp: 1 pulgada = 8.38 pies por segundo: 1 pulgada = 210.5 pies por seg2

6.8 Una máquina de vapor con diámetro interno del cilindro de 8” (203.2 mm) y 10 pulgadas

(254.0mm) de carrera, corre a 300 rpm. Tomando en cuanta una velocidad angular constante

de la manivela, calcular al velocidad del pistón y su aceleración correspondiente en los

siguientes ángulos de la manivela : 0°,45° 90°, 135°, 180° . La biela es de 25 pulgadas (635.0

mm) de largo.

Resp. A los 45° Vel = 10.56 pies por seg (3.22 m por seg)

Acel.= 290.5 pies por seg2 (88.54 m por seg2)


6.9 Si el promedio de la velocidad del pistón de una máquina de combustión interna, con 3.5

pulgadas (88.9 mm) de diámetro interno del cilindro, 5 pulgadas (127.0 mm) de carrera, y con

una biela de 11 pulgadas (279.4 mm) de largo, es de 3000 pies por minuto (914.4 m por seg)

¿a que velocidad va corriendo la máquina? Localizar también la velocidad y aceleración

máxima del pistón ¿a que ángulos se obtienen estos valores máximos?

6.10 En un motor de gasolina de cuatro cilindros con una carrera de 4.5 pulgadas ( 114.3 mm)

y la biela de 9 pulgadas (228.6 mm) de largo, dos manivelas están en punto muerto superior

cuando las otras dos están en punto muerto inferior. Compárese las aceleración del pistón para

esas posiciones de las manivela, si las rpm son 3600 cual es el promedio de velocidad del

pistón?

6.11 comparemos los cálculos de las aceleración del pistón del problema 6.10 con aquellos

obtenidos bajo la consideración de que los pistones tienen movimiento armónico simple.

Exprésense las diferencias en porcentajes.

6.12 Trácese el mecanismo de una limadora con retorno rápido ¿cómo se obtienen

gráficamente la relación del tiempo entre la carrera de ida y la relación o pasos de las carreras

con la alteración?.

6.13 Trácese el mecanismo de retorno rápido de Whitworth. Muéstrese como localizar

gráficamente la relación del tiempo de la carrera del avance contra el retorno. ¿qué

alteraciones se requieren para incrementar esta relación?

6.14 Trácese una inversión del mecanismo de corredera, biela y manivela empleando en una

bomba de mano, y nombre e indíquese las principales partes de esta aplicación

6.15 Una limadora con movimiento de retorno rápido tiene una manivela motriz de 4 pulgadas

(101.6 mm) de largo. Encuéntrese la distancia entre los puntos de pivoteo de la manivela

motriz y el eslabón recíproco si la relación del tiempo entre la carrera de avance y retorno es

de 3:1. ¿Qué relación nueva se obtiene cuando la longitud de la manivela se reduce a 2

pulgadas (50.8 mm)?.

6.16 Encuéntrese gráficamente la relación del tiempo entre la ida y el retorno para el taco

accionado 4 en los mecanismos ilustrados en las Figs. P6.16a a la c, tomando en cuenta que la

manivela motriz 2 gira con una velocidad angular constante. ¿de la figuras, cual es el

mecanismo de Whitworth y cuál es la limadora con retorno rápido? Explíquense ampliamente

las razones de la selección hecha.


6.17 Muéstrese como la primera inversión del mecanismo de corredera biela y manivela se

puede emplear para obtener un mecanismo con movimiento de retorno rápido. Muéstrese

como encontrar esta relación gráficamente. Indíquese dos maneras de incrementar esta

relación. ¿cómo afectan el largo de la carrera?

Fig. P6.15a

Fig. P6.15b

Fig. P6.15c

CAPÍTULO 7

LEVAS

7.1 Levas

Los mecanismos de levas se emplean ampliamente en la maquinaria por su facilidad de diseño

para producir cualquier movimiento deseado. Los movimientos necesarias en partes de maquinas,

comúnmente son de tal naturaleza que sería muy difícil obtenerla por cualquier otro mecanismo

de igual simpleza y accesibilidad. Por esto los mecanismo de levas comúnmente se usan para

accionar válvulas en las máquinas de combustión interna, en maquinaria para impresión, en

maquinaria para fabricar zapatos, en maquinas automáticas para tornillos, en maquinaria para

bocatear, en relojes, cerraduras, etc. Es difícil encontrar una máquina del tipo denominado

“automático” que no emplee uno o más mecanismo de levas.

Se puede diseñar una leva en dos formas: (a) suponer el movimiento requerido para el seguidor y

diseñar la Leva que proporcione este movimiento o (b) suponer la forma de la leva y determinar

las características del desplazamiento, velocidad y aceleración que de este contorno.

El primero método es un buen ejemplo de la síntesis. De hecho, diseñar un mecanismo de leva a

partir del movimiento deseado es una aplicación de la síntesis que se puede resolver en todo

momento. Sin embargo, puede ser difícil fabricar la leva después de haber sido diseñada.

La dificultad de manufactura se elimina en el segundo método si la leva se hace simétrica y si

para los contornos de la leva se emplean formas que se puedan generar. Este es el tipo de leva

que se emplea en aplicación automotrices en que esta debe ser producida con exactitud y

economía.

Solamente se estudia el diseño de levas con movimiento especificado. Las levas con movimiento

especificado se pueden diseñar gráficamente y en determinados casos analíticamente también.

Todos los mecanismos de levas se componen cuando menos de tres eslabones: a) la leva, que

tiene una superficie de contacto curva o derecha; b) la varilla cuyo movimiento se produce por el

contacto de la superficie de la leva; c) la bancada, que soporta y guía la varilla y la leva.

Tipos de levas.

Hay mucho tipos de levas; a continuación se describen algunas de las más comunes.

CINEMÁTICA DE LAS MÁQUINAS LEVAS 132

Leva de traslado, el perfil se corta en una cara de un bloque o una lámina de metal o de otro

material, y la leva tiene un movimiento reciproco sobre una superficie como se muestra en la

Fig. 7.1

Esta es la forma básica, puesto que todas las levas se pueden considerar como cuñas que tienen

superficies uniformes o, mas frecuentemente, con inclinación variables. La desventaja de este

tipo, es que se obtiene el mismo movimiento en el orden inverso durante la carrera de retorno.

Esto se puede evitar si envolvemos la cuña alrededor de la circunferencia de un circulo (fig. 7.2)

para la forma de una leva de disco o plana. Cuando la acuña se forma en la superficie o punta de

un cilindro, como se muestra en las Fig. 7.3, resulta una leva cilíndrica.

Cam

Figura 7.1 Leva de traslado

Figura 7.2 Leva de disco Figura 7.3 Leva cilíndrica


De igual manera se tiene una leva cónica (Fig 7.4).

Tipos de varillas o seguidores

Debe tomarse en cuenta que la varilla o seguidor, puede hacerse mover en una línea recta o se

puede pivotear para obtener un movimiento oscilatorio en cualquiera de los tipos de leva

mencionados. Los diferentes tipos de varillas o seguidores se muestran en la figura 7.5.

Figura 7.4 Leva cónica

a)

f) e) d)

c) b)

Figura 7.5 Tipos de varillas o seguidores Movimiento lineal : a) Cara plana b) con rodaja c) punzón

Movimiento angular: d) cara plana e) con rodaja f) cara esférica


En el mecanismo ilustrado debemos notar que la forma de la leva es tal que no constriñe

completamente el movimiento de la varilla, ya que no se ha indicado el medio de mantener

contacto entre la leva y la varilla. El contacto continuo se efectúa usualmente por el empleo de

las fuerzas de gravedad o la presión de un resorte.

El mecanismo de la leva de movimiento positivo (Fig. 7.6) es aquel en el cual la varilla es

obligada a moverse en una trayectoria definida por el constreñimiento de la superficie y sin la

aplicación de fuerzas externas. Si no efectúa lo anterior se deberá únicamente a la rotura de

alguna parte.

7.2 Diseño del perfil

La forma del perfil de una leva está regida por los requerimientos relativos al movimiento de la

varilla. Estos requerimientos dependen de la función que el mecanismo ejecuta en la máquina en

la cual se va a aplicar. El ciclo de posiciones de la varilla, determinado por tales consideraciones,

pueden o no necesitar ciertos periodos de “reposo” durante el cual la varilla no tiene

movimiento, y ciertos periodos de movimiento de una naturaleza especifica. Generalmente

resulta conveniente empezar con el problema del diseño de la leva haciendo primeramente una

representación gráfica del movimiento de la varilla a la cual llamaremos diagrama de

desplazamiento. Esta es una curva lineal, en la cual la abscisas representan el desplazamiento

de la leva y la ordenadas representan el desplazamiento de la varilla. Como los dos miembros

pueden tener movimiento lineal o angular, estos desplazamiento pueden tener movimiento

lineal o angulares, dependiendo únicamente de la forma peculiar del mecanismo bajo

Figura 7.6 Leva de movimiento positivo


consideración. El desplazamiento lineal de la varilla comúnmente se denomina la “alzada”

aunque algunas veces el movimiento no es en una dirección vertical.

Frecuentemente en aplicación prácticas, las varillas se mueven exacta o aproximadamente de

acuerdo con una de las siguientes condiciones:

a) Movimiento con velocidad constante

b) Movimiento con aceleración o desaceleración constante

c) Movimientos armónico simple

d) Cicloidal

Los correspondientes diagrama de desplazamiento para estos cuatro casos, junto con algunas

modificaciones se considerarán a continuación.

La flecha de excéntricos, donde la leva tiene movimiento angular, se considerará que gira a una

velocidad constante. La discusión que sigue esta basada en esta suposición. De esta manera la

curva de desplazamiento es una en la cual la base representa tiempo, así como también

desplazamiento de la leva, ya que las dos cantidades son proporcionales la una a la otra.

7.2.1 Velocidad constante

En la Fig. 7.7 se muestra el diagrama de desplazamiento para el mecanismo de una leva, en el

cual la varilla se eleva con velocidad constante durante 90° regresa con velocidad constante

durante 90° y reposa durante el resto del ciclo.

Cuando un cuerpo se mueve con velocidad constante se desplazamiento es un proporción directa

al tiempo transcurrido. Si se supone una velocidad constante para la leva, el desplazamiento de la

varilla es por consiguiente proporcional al desplazamiento de la leva. La cuerva AB debe ser,

para los primeros 90°, una línea recta, Durante el segundo periodo de 90°, una línea recta

Figura 7.7 Desplazamiento de varilla a velocidad constante


horizontal BC representa el periodo de reposo. Durante el periodo de reposo los siguientes 90°

del movimiento de la leva se indican por otra línea recta ya que aquí tenemos otra vez velocidad

constante. Se traza DE horizontalmente para el periodo final.

Para una aplicación práctica probablemente el diagrama se modificaría en la forma ilustrada por

las líneas punteadas a menos que la leva girára muy despacio. Esto se efectúa para evitar cambios

bruscos del movimiento cuando empieza y termina la alzada y se substituye por un cambio

gradual de velocidad que elimina choque y ruido. Nos referimos nuevamente a este asunto más

adelante.

7.2.2 Aceleración constante

Para cualquier cuerpo en movimiento con aceleración constante, s = ½ at2 donde s es el

desplazamiento a es la aceleración, y t el intervalo de tiempo. La distancia desplazada es entonces

proporcional al cuadrado del tiempo. Si tomamos intervalos del desplazamiento de la leva de 1,

2, 3, 4, etc. Unidades de tiempo, los desplazamientos de la varilla al final de estos intervalos

serán proporcionales a las cantidades 12, 22, 32, etc., o sea 1, 4, 9, etc. Este principio se aplica en

el diagrama de desplazamiento mostrado en la fig. 7.8. Aquí los requisitos son que la varilla se

mueva una distancia AC durante el desplazamiento de la leva AB. La construcción es como

sigue.

El segmento AB se divide en cualquier número conveniente de espacios iguales; éstos en la

figura son en número de 4. Cada uno de estos espacios representa un intervalo de tempo igual,

bajo la suposición de que la leva tiene velocidad uniforme.

Figura 7.8 Desplazamiento de la varilla con aceleración constante


Los desplazamientos de la leva hasta los finales de estos intervalos son proporcionales a los

números 1, 4, 9, 16.

Pero AC es el desplazamiento al final del cuarto intervalo. Por tanto, dividimos AC en diez y

seis partes iguales y proyectamos desde la primera, la cuarta, la novena, y la dieciseisava, como

se ilustra en la figura, localizando de este modo los puntos sobre la curva requerida.

Movimiento de aceleración y desaceleración constante

Si la aceleración persiste hasta el final del viaje dela varilla, se obtendría como resultado una

velocidad máxima justo antes de que la varilla llegara el reposo, y esto causaría un choque, a

menos que la velocidad e la leva fuera muy lenta. Consecuentemente el periodo de aceleración

deberá durar solamente una parte del intervalo de alzada y seguirá por una “desaceleración” con

lo cual se obtendrá que la varilla llegue gradualmente al reposo. Si damos a estas cantidades

valores constantes, comúnmente resultara en una acción suave dela leva. La aceleración

constante puede o no ser igual a la desaceleración consten; el perfil de la leva se puede diseñar

para obtener cualquier relación deseada de aceleración desaceleración. El diagrama de

desplazamiento para un caso como el descrito se considerará enseguida.

Sea a1 la aceleración constante durante la primera parte del movimiento de la verilla, y s1 y t1 el

desplazamiento y el tiempo. Sea a2 la desaceleración durante la última parte del movimiento.

Siento s2 y t2 el desplazamiento y el tiempo para el mismo intervalo. La relación a1/a2 es la

relación de aceleración – desaceleración. Ahora S= s1+s2, donde S es el movimiento total de la

varilla.

Si v = velocidad al final del periodo de aceleración, por la ecuación v2 = v02 + 2as

v 2 = 2 a1s1 =2 a2s2 o sea a1 = s2 a2 s1

también, según la ecuación v = v0 + at; para una velocidad inicial cero:

v = a1 t1 = a2 t2 o sea a1 = t2 a2 t1

Estos es, los intervalos de desplazamiento y tiempo son uno al otro inversamente proporcional

como la relación aceleración-desaceleración.

Ejemplo. Trace el diagrama de desplazamiento para el mecanismo de una leva que tiene un

movimiento de dos pulgadas (5 cm) durante 180° del desplazamiento de la leva; la aceleración y

desaceleración son constantes y tienen una relación de 3 a 1.


De la discusión anterior es evidente que los desplazamientos y los tiempos correspondientes a los

dos intervalos son en una relación de 1 a 3. Para el periodo de aceleración, el desplazamiento es

entonces una cuarta parte del desplazamiento total, y el periodo dura un cuarto del tiempo total,

finalizando a 45° del desplazamiento de la leva (fig. 7.9).

Esto fija la posición del punto B en la línea de 45° siendo la ordenada de ½ pulgada (1.27 cm) la

construcción para los otros puntos en la curva de aceleración es igual a la empleada en la fig. 7.8

En la curva de desaceleración BC se localiza de la misma manera trazando desde C hacia la

izquierda.

Modificación prácticas al diagrama de velocidad constante

Según lo anotado el diagrama de desplazamiento para la leva de velocidad constante, se modifica

en cierto grado de la forma teórica para aplicación prácticas, con el propósito de evitar cambios

bruscos de velocidad al principio y al final de los periodos de la alzada.

Esta modificación se pude efectuar mejor mediante el uso de un periodo corto de aceleración

constante al principio de la alzada, el cual dura hasta que se ha obtenido un velocidad apropiada.

Entonces la leva se mueve con velocidad constante hasta que se aproxima al final del periodo de

la alzada donde se aplica una desaceleración constante, y la leva es llevada hasta el reposo sin

choque.

La construcción del diagrama de la alzada se considerará ahora para un caso como el descrito.

Supóngase que se especifica una lazada para la varilla durante 150° del movimiento de la leva y

los desplazamientos son 30° durante la aceleración constante, 90° para la velocidad constante, y

30° para la restante desaceleración constante.

Cuando un cuerpo se acelera uniformemente desde el reposo hasta la velocidad v, en t unidades

de tiempo es evidente que la velocidad promedio para los periodos es v/2 y la distancia recorrida

es vt/2. Por otra parte, si el cuerpo tuviera una velocidad constante v, se movería la misma

Figura 7.9 Gráfica de aceleración-desaceleración


distancia vt/2 en el tiempo t/2. Consecuentemente la verilla en cuestión se movería la misma

distancia durante los primeros 30° donde tienen aceleración constante, que la que se mueve en

intervalos subsecuentes de 15° con velocidad constante.

Por tanto, el total de la alzada se puede considerar compuesto de ocho incremento iguales, el

primero se ejecuta en el periodo de los primeros 30° los siguientes seis en los subsiguientes

intervalos de 15° y el último en el periodo final de 30°.

Así pues, dividimos la alzada total (fig. 7.10) en ocho partes iguales, obteniendo los puntos 1,

2,3, etc., y las proyecciones de 1 hasta 1´, 2 hasta 2´, etc. Conectando 0,1´,2´,3´, por una curva

uniforme se completa el diagrama. Los puntos intermedios para la curva de aceleración y

desaceleración se pueden localizar como en la Fig. 7.8.

7.2.3 Movimiento armónico simple

La construcción del diagrama de desplazamiento para el movimiento armónico simple de la

varilla es la misma que para el trazo de la curva Tiempo-desplazamiento para un punto con

movimiento armónico. La fig. 7.11 ilustra un caso donde la varilla se eleva durante 180° del

movimiento de la leva, reposa por 90° y cae a la posición inicial en 90°.

Se traza un semicírculo como se indica, empleando la alzada como diámetro. El ángulo de la leva

para el periodo de la alzada 180°, se divide en cualquier número conveniente de partes iguales;

cada una de estas representa 30°; el semicírculo también se divide en el mismo número de arcos

iguales y de esta manera se localizan los puntos 1, 2, 3, 4, etc.

Figura 7.11 Movimiento armónico simple

Figura 7.10 Velocidad constante modificada


Las proyecciones horizontales localizan los puntos 1´,2´,3´etc., sobre la cueva requerida. Para el

periodo de “retorno” “caída” se pueden trazar proyecciones desde los mismos puntos, 1, 2, 3, si

el ángulo de la leva correspondiente a este periodo se divide en el mismo número de partes que

el semicírculo .

7.2.4 Movimiento cicloidal

Se ha encontrado que la leva cicloidal tiene muchas ventajas prácticas para obtener una acción

suave considerando los efectos de vibración.

La ecuación para este movimiento es s = S θ - S sen 2π θ

θ0 2π θ0

donde S es el desplazamiento total que toma lugar durante el ángulo total de la leva θ0 y s es el

desplazamiento que acontece a cualquier ángulo θ de la leva.

El método gráfico para la construcción de esta cuerva se muestra en la fig 7.12 donde la alzada S

tiene lugar durante el ángulo θ0 de la leva. El tiempo total o el ángulo de la leva se divide en un

números conveniente de partes iguales, en esta caso doce.

Una línea punteada diagonal, marcada OA se dibuja entonces a través del diagrama para

representar el primer término de la ecuación. En la esquina inferior izquierda del diagrama se

dibuja un círculo que tiene un radio S/2π y su circunferencia se divide en el mismo número de

divisiones que la abscisa del diagrama. Los puntos se marcan en la dirección de las manecillas

del reloj, como se ilustran en la figura. Entonces se proyectan horizontalmente a la línea central

Figura 7.12 Movimiento cicloidal


vertical del círculo y después paralelamente a la línea diagonal OA hasta la división

correspondiente de tiempo o ángulo de la leva. Esta última construcción complementa el

segundo terminó de la ecuación, que se resta del primer término o sea de l a línea recta OA .

Para ilustrarlo, considerando un punto, el 5. La distancia O5´´ sobre la línea central vertical del

círculo es igual a S/2π sen 2π θ/θ0 en vista de que el radio es S/2π y el ángulo en el círculo

12´05´ es igual a 2π θ/θ0. Dibujando el paralelogramo 05´´ cb, transferimos la distancia 05´´

desde el círculo hasta el punto requerido en el diagrama de desplazamiento, para localizar c en la

cuerva deseada.

7.3 Selección del movimiento

En muchos casos de diseño de levas, el tipo de movimiento se basa en los requerimientos de la

máquina. En el diseño de maquinaria automática, no obstante, frecuentemente el problema

consiste en obtener un movimiento a través de una distancia determinada en un tiempo conocido;

la única restricción sobre el tipo de movimiento es que debe de ser suave y con un mínimo de

choque, o fuerzas desbalanceadas.

En casos como tales, una curva de velocidad constante sin modificación seria poco aconsejable,

ya que presenta una tremenda aceleración y desaceleración al terminar los movimiento. La

elección cae entonces dentro del movimiento armónico simple, la leva cicloidal, o el movimiento

de aceleración y desaceleración constante en iguales periodos de tiempo.

La figura 7.13 es una comparación de estos cuatro movimientos cuando conectan dos periodos

de reposo. La parte superior, muestra la cuerva de desplazamiento para la varilla cuando se

mueve una unidad de distancia en una unidad de tiempo para la velocidad constante V; para el

movimiento armónico simple (M.A.S.), aceleración y desaceleración constantes e iguales

proporciones o gravedad G; y una leva cicloidal C.

Las curvas de velocidad y aceleración se localizan y trazan gráficamente debajo de las de

desplazamiento. De estas curvas, la cuerva de aceleración tiempo es la de mayor interés, ya que la

magnitud de las fuerzas de choque es una función de la mas de la varilla y de su aceleración.


Debe observarse que el valor máximo de la aceleración durante cualquiera de estos movimientos

es el menor en la leva de “gravedad” lo que parece indicar que éste es el movimiento más

aconsejable a emplearse. De cualquier forma, para ambos movimientos, el de gravedad y el

armónico simple, la aceleración máxima, y por tanto la máxima fuerza de inercia, se aplican

repentinamente al principio dela carrera. Esto ocasión aseveras perturbaciones vibratorias que se

pueden reducir empleando la leva cicloidal la cual aplica gradualmente la aceleración.

Figura 7.13 Comparación de desplazamiento, velocidad y aceleración de varios movimientos de varillas


Una leva que produce movimiento armónico de la varilla se compone de un o mas arcos

circulares y por esto es fácil y económico manufacturarlas con exactitud. Cuando la velocidad es

reducida y las fuerzas de inercia no son importantes, este tipo de leva es más económico en su

fabricación que las otras formas.

7.4 Construcción del perfil de la leva

Método general

Hasta ahora hemos discutidos el método para dibujar diagrama de desplazamiento para los

movimientos requeridos para la varilla. El siguiente paso que se considerará, es encontrar los

perfiles de la leva necesarios para producir estos movimientos. La construcción se altera en sus

detalles con los diferentes tipos de varillas, pero podemos esbozar un método general que se

puede aplicar para todos los casos, sin consideración de la forma de la curva de desplazamiento,

o de la variedad de la varilla en uso. Es aplicable para levas planas o de disco, levas cilíndricas y

levas de traslado y comprende los siguientes pasos:

(a) la leva se considera como el eslabón fijo en el mecanismo en vez de la bancada que

soporta la flecha de excéntricos y guié la varilla. Esto es, tratamos con la inversión del

mecanismo actual. Como quedo anotado, el movimiento relativo de cualquier parte de los

eslabones queda sin alterarse cuando el mecanismo se invierte, por esto, la leva y la

varilla tendrán el mismo movimiento relativo, no importando si es la bancada o la leva la

que se considera como miembro fijo.

(b) La parte de la varilla que actúa sobre la leva, se traza en las varias posiciones que ocupará

en diferentes instantes durante su movimientos cíclico relativo a la leva estacionaria. La

superficie de una rodaja; un punzón, una cara plana, convexa o cóncava en deslizamiento;

etc. En la fig. 7.14 con las líneas punteadas se ilustra la posición de la varilla

correspondiente a los desplazamientos angulares de 30°, 60° y 90° etc., desde un radio

arbitrario cero. La elección de los intervalos angulares depende del número de puntos

que se desean localizar en el perfil de la leva.

(c) El perfil de la leva se localiza dibujando una curva uniformemente tangente a las

superficies de contacto de la varilla en sus diferentes posiciones.


La superficie de contacto de la varilla se localiza como se requiere en (b) encontrando primero la

posición de algún punto seleccionado sobre la varilla. El punto elegido que podriamos llamar

“punto de referencia” debe de ser uno que fácilmente se puede localizar de los datos obtenidos

por la curva de desplazamiento, y también uno a partir del cual se trazan convenientemente la

superficie de trabajo de la varilla. Por ejemplo, cuando se usa una rodaja, el centro de la rodaja es

el mejor punto para este propósito; cuando la varilla es un plato, el punto donde el eje de la

varilla intercepta la cara de contacto es el mas satisfactorio.

Debe notarse que las construcciones descritas en los siguientes artículos difieren únicamente un

de la otra por las variaciones en la forma de la varilla empleada y en la manera en que el

movimiento queda restringido con referencia a la bancada y a la leva.

7.5 Leva plana o disco

7.5.1 Varilla de punzón

En este mecanismo, la leva tiene contacto con la varilla sobre una línea representada por el punto

A en la Fig. 7.14 en todas las posiciones. Este estilo de varilla es apropiado únicamente para

efectuar servicios muy ligeros, por que la punta no se puede lubricar con efectividad: La presión

en este punto y el desgaste posible será excesivo.

Suponiendo que se conocen los datos necesarios para trazar por puntos, según los métodos

descritos anteriormente, el diagrama de desplazamiento (Fig. 7.14a), procederemos a discutir el

método para dibujar el perfil de la leva. El diámetro del círculo base se considera como 2

pulgadas (5cm) y la alzada una pulgada (2.54 cm) Las distancias x, y, z, etc., en la Fig. 7.14a

representan los desplazamientos de la varilla después de 30°,60°,90° etc., del movimiento de la

leva, desde luego se pueden emplear cualesquiera otros ángulos convenientes. Primero se traza el

círculo base (Fig. 7.14) y se elige un radian de 0° como la línea de referencia que representa la

posición inicial del eje de la varilla. En la posición inicial, indicada por las líneas sólidas, la

varilla en forma de punzón toca el círculo base.

De acuerdo con el plan general esbozado en el método para construir el perfil, consideramos la

leva como el eslabón fijo y movemos la varilla alrededor de ella. El punto A es el punto de “

referencia” más conveniente y localizamos primero sus posiciones sucesivas.


Para encontrar la posición de A después de 30° de movimientos de la leva, marcamos la distancia

x desde A hacia fuera sobre la trayectoria del movimiento de este punto; de esta forma el punto 1

queda determinado. Luego con centro en O y radio O1 giramos el arco 1-1´ en el sentido opuesto

al movimiento de la leva, subtendiendo un ángulo de 30° en el punto O. Entonces 1´ será la

nueva posición de A correspondiente a 30° de movimiento angular. Empleando y ,z, etc., como

desplazamientos, encontramos los puntos 2´, 3´, etc., en la misma forma.

Como la leva toca siempre la varilla en A, terminamos la construcción trazando una cuerva suave

pasando por los puntos a 1´,2´,3´, etc.

No siempre se mueve el borde de la varilla en una trayectoria recta que pasa por el centro del eje

de la leva: la Fig. 7.15 muestra el caso cuando la varilla esta descentrada; es decir A se mueve

sobre un línea que pasa a un lado del centro de la leva.

La descripción para obtener la construcción del perfil de la leva requerida en la Fig. 7.14 puede

aplicarse sin cambios para la Fig. 7.15.

Figura 7.14a

Figura 7.14


7.5.2 Varilla con rodaja

Comúnmente la varilla se guía para que se mueva con movimiento coplanario o se pivotea para

que gira alrededor de un punto fijo. El método general se puede aplicar para ambos casos. El

centro de la rodaja se emplea como punto de referencia y se determina primero su trayectoria y

de esta se localiza en varias posiciones la superficie de contacto de la varilla o sea la

circunferencia e la rodaja.

(a) varilla con rodaja con movimiento coplanario.

Suponemos que el diagrama de desplazamiento, Fig. 7.16 especifica las necesidades del

movimiento. Primero se traza el circulo base (Fig. 7.17) y se localiza la rodaja en su posición

inicial tocando este círculo. Se traza la trayectoria del centro de la rodaja AA’, después

localizamos un radian de 0º, por conveniencia paralelo a AA’ y se proyectan intervalos

angulares de 30° a partir de éste y con centro en O. Conservando la leva estacionaria, localizamos

entonces la posición del centro de la rodaja A, después de 30° de desplazamiento de la varilla.

El diagrama de desplazamientos indica un desplazamiento x a 30°; esa distancia se traslada a lo

largo de AA´, obteniéndose el punto 1. Con centro en 0 y con radio 0-1, se describe un arco 1-

1´en sentido opuesto del movimiento de la leva, y de tal longitud que subtienda un ángulo de 30°

en O. El punto 1 se puede localizar más fácilmente haciendo la cuerda 1-1’ igual a la cuerda LM

o sea 1L igual a 1’M.

Figura 7.15


Los puntos 1´,2´,3´,4´, etc., se localizan de la misma manera. Empleando estos puntos como

centros y con el radio de la rodaja, se dibujan los perfiles correspondientes de la superficie de

contacto de la varilla. El perfil requerido de la leva evidentemente es una cuerva trazada tangente

a cada uno de estos círculos. Esta cuerva se dibuja lo más uniformemente posible.

En la Fig. 7.17 la línea AA´ no pasa por el eje del excéntrico; por esto se dice que la varilla esta

“descentrada”. Algunas veces se procura el traza descentrado para reducir el empujé lateral

durante el periodo de la alzada.

La fig. 6.18 ilustra una leva obtenida cuando la varilla esta centrada, es decir cuando AA’ pasa a

través de 0. Los puntos 1´,2´,3´, caen respectivamente en los radianes de 30°, 60° y 90°.

Figura 7.16

Figura 7.17


(b) Varilla de rodaja pivoteada.

Aquí se considera que el movimiento angular de la varilla queda detallado siendo su

desplazamiento total φ°. Trazamos un diagrama de desplazamiento para el movimiento angular

de la varilla el cual también nos servirá como el diagrama de desplazamiento lineal, para el

movimiento del centro de la rodaja A, puesto que estas dos cantidades están en proporción directa

una a la otra (s = φr). Esta consideración es la base para la construcción que sigue. Suponemos

que el circulo base, el diámetro de la rodaja, el largo de la varilla y la posición de pivoteo son

datos conocidos. En la figura 7.20 primero trazamos el mecanismo con la rodaja tocando el

circulo base. Un arco AA´ con centro en B y radio BA y de tal longitud que subtienda el ángulo

φ° en B, es la trayectoria del movimiento del centro de la rodaja.

Luego trazamos el diagrama de desplazamiento, Fig. 7.19, empleando la distancia AA´

rectificada para representar el ángulo φ. El método para efectuar esto es exactamente el mismo

que el usando cuando los desplazamientos de la varilla son lineales o angulares. Desde este

punto en adelante, la construcción es idéntica a la empleada par la Fig. 7.17. La distancia x

representa el desplazamiento a 30° y se transporta a lo largo de AA´ obteniéndose el punto 1. Con

centro O y con radio 01 se construye un arco y se traza una cuerda 1-1´ en él, con una longitud

igual a la cuerda LM (o sea 1L=1´M). Los puntos 2´,3´, etc., se localizan de la misma manera. Se

trazan los círculos que representan la rodaja con 1´,2´,3´, como centros y finalmente se forma el

perfil de la leva de modo que toque todos estos círculos.

Figura 7.18


7.5.3 Varilla con cara plana o plato

Aquí consideramos dos casos (a) cuando la varilla tiene movimiento rectilíneo y (b) cuando la

varilla tiene movimiento angular alrededor de un centro de pivoteo.

a) Varilla con cara plana o plato con movimiento rectilíneo

La figura 7.22 ilustra este caso. Suponiendo que hemos obtenido el diagrama de desplazamiento

y que es de la forma mostrada en la Fig. 7.21 procedemos como sigue.

Trazamos el círculo base para la leva, y lo dividimos en partes angulares convenientes.

Dibujamos la varilla en su posición inicial BC, tangente al círculo base. El punto A donde el

centro de la varilla intercepta el plato BC se elige como punto de referencia. Se trasportan las

distancias x, y, z, etc., obtenidas del diagrama de desplazamiento, a lo largo de la trayectoria del

movimiento de A obteniendo los puntos 1,2,3, etc. Con centro en O y O1 como radio, giramos el

arco 1-2´ . El punto 1´ es la posición de A después de 30° de desplazamiento. Dibujamos líneas

semejantes a través de 2´3´, etc cada una perpendicular a su radio correspondiente. El perfil de la

leva se localiza trazando una curva tangente a cada una de estas líneas. Debe notarse que las

intersecciones de estas líneas forman triángulos, mostrados en la Fig. como superficies

Figura 7.19

Figura 7.20


achuradas. El dibujo del perfil de la leva se facilitará se recuerda que la cuerva requerida toca la

base de cada uno de los triángulos en sus centros.

El largo necesario de la cara el plato BC en la Fig. 7.22 se puede determinar rápidamente por la

inspección de la figura. La cara es comúnmente un disco circular, libre para que gire alrededor

del eje de la varilla. El punto de contacto esta solamente sobre el eje en las posiciones de

“reposo” y se mueve hacia fuera en dirección de B o C conforme aumenta la velocidad de la

varilla. Las distancias AB y AC deben de ser lo suficientemente grandes para que los puntos de

contacto nunca pasen por B o C. Inspeccionando el diagrama, podemos localizar la distancia de la

tangente mayor; AB y AC deben de ser cuando menos iguales a S y preferentemente, un poco

más grandes. Descentrado la varilla un poco, como lo muestra la Fig. 7.23 se induce una lenta

rotación a este miembro. Esto tiende a causar un desgaste más parejo en las superficies de

contacto.

Figura 7.21

Figura 7.22


b) varilla con cara plano o plato con un centro de pivoteo

La fig. 7.25 ilustra este mecanismo, en el cual la varilla gira alrededor del centro de pivoteo fijo

B. Para construir el perfil e la leva, seleccionamos cualquier punto, tal como C en la cara de la

varilla como punto de referencia.

Figura 7.23

Figura 7.24

Figura 7.25


El arco CC´ con centro en B, Es la trayectoria del movimiento de C considerando la leva tiene un

desplazamiento total de φ°. El diagrama de desplazamiento, Fig.- 7.24 se traza de la manera

usual, empleando la distancia rectificada CC´ o sea a, para representar el desplazamiento de la

varilla. La forma de la cuerva depende de la especificación del movimiento. La construcción de

un punto en el perfil de la leva 30° de desplazamiento de la misma, queda indicado en la figura.

La distancia x representa el desplazamiento de la misma, queda indicado en la figura. La distancia

x representa el desplazamiento angular de la leva en este instante; esta distancia se transporta a lo

largo del arco CC´ obteniéndose de esta manera el punto F. Luego se gira la varilla 30° en un

sentido opuesto al movimiento de la leva, lo cual causa que F se mueva hasta F´y B hasta B´.

F´se localiza fácilmente ya que el ángulo BAB´= 30° y BF = B´F´, Dibujando con B´ como

centro, un círculo con radio BG, la tangente F´G´ representa la nueva posición de la ara de la

varilla. Repitiendo esta construcción para otros ángulos de la leva obtenemos las series de líneas

mostradas en la figura, las cuales deben ser tangentes al perfil de la leva.

7.5.4 Ángulo de presión de la leva

Mientras que la leva gira y acciona su varilla, ejerce una fuerza sobre la varilla a través del punto

de contacto y norma a la superficie de la leva, como se muestra en la Fig. 7.26. Esta fuerza se

descompone en dos componentes, una normal al movimiento de la varilla y la otra en dirección al

movimiento de ésta.

Figura 7.26


La componente perpendicular al movimiento Fn obviamente no es aconsejable, en vista de que

no solamente no efectúa un trabajo satisfactorio, sino también tiende a separarse o brincarse del

vástago de la varilla y causa un desgaste excesivo en las guías y soportes de la misma.

Podemos encontrar una medida de la magnitud relativa de la componente no deseada mediante el

ángulo de presión de la leva α.

El ángulo de presión tienen un lado en dirección al movimiento de la leva y el otro normal a la

superficie de la leva en el punto de contacto, como se ilustra en la Fig. 7.26.

El valor máximo del ángulo debe ser lo menor posible, y en general no debe exceder los 30°. La

magnitud de la componente no deseable es una función no solamente del ángulo de presión, sino

también de la fuerza total implicada. Esto a su vez, depende de la velocidad de la leva, el

coeficiente de fricción, el radio de la leva, la carga o resistencia del resorte en la varilla, etc. En

vista de estos factores, no es posible calcular un valor máximo absoluto par el ángulo de presión

máxima para todas las condiciones.

El ángulo de presión es una función del radio del círculo base más el radio de la rodaja de la

varilla, del descentramiento, de la alzada de la varilla, del ángulo girado por la leva mientras

ocurre la alzada y del tipo de movimiento empleado para la varilla.

7.5.5 Diámetro del círculo base

Al suponer cualquier diámetro del círculo base, es muy importante tomar en cuanta ciertos

factores. Para una determinada alzada s durante un desplazamiento angular especifico de la leva

θ, resultará un círculo base grande en un ángulo de presión α pequeño. Esto se ilustra en la Fig.

7.27 donde la alzada s se requiere para el ángulo de la leva θ. SE emplea una varilla de punzón; y

por simplicidad, se supone que la forma del perfil de la leva durante el movimiento es una línea

reta. En la parte a) de la figura, la el diámetro del círculo base es dos veces más grande que en la

parte b), permaneciendo todos los otros actores constantes. El ángulo de presión en la parte a) es

considerablemente menos que en la parte b), para las posiciones correspondientes de la leva de

punzón.

Si el diámetro del círculo base es muy pequeño resultaría una condición en la que sería

imposible que toque toda las posiciones de la varilla. Entonces para la varilla de cara plana

mostrada en la Fig. 7.22 con un círculo base pequeño resultaría la situación mostrada en la Fig.


7.28 donde es imposible dibujar una curva que toque todas las líneas tales como 1-1´, 2-2´,3-

3´etc.

La causa se debe a la muy rápida aceleración o desaceleración de la varilla, y el remedio esta en

aumentar el diámetro del circulo base. Cuando se agranda el círculo base, una cierta cantidad,

tres de las líneas coincidirán en un punto; entonces el perfil presentara un filo, el cual es posible

que se desgaste muy rápidamente. Si continuamos aumentando el círculo base se ocasionara que

desaparezca este filo.

En general el diámetro del círculo base debe hacerse lo más grande posible dentro de las

limitaciones del espacio disponible. También debe ser mayor en diámetro que el cubo de la leva

o la flecha de la leva para asegurarse que la varilla no va a trabajar en el cubo de la leva o la

flecha en vez de un el perfil de la leva.

7.6 Leva de retorno positivo

Cuando se tiene una leva de disco y seguidor radial, con frecuencia es necesario regresar el

seguidor en forma positiva en vez de por medio de la gravedad o por medio de un resorte. La

figura 7.29 muestra una leva de este tipo en que la leva controla positivamente el movimiento del

seguidor, no solo durante el movimiento hacia fuera sino también en la carrera de retorno.

Necesariamente, el movimiento de retorno debe ser igual que el de salida, pero en direcciones

opuesta. A esta leva también se le conoce como leva de anchura constante.



Para las levas planas o de disco el control del movimiento de la varilla mediante el uso de dos

superficies de contacto se efectúa de las siguientes maneras:

(a) por el uso de un disco ranurado y una varilla con rodaja, como en la –Fig.7.6

(b) proporcionando dos superficies de contacto en la varilla localizadas en lados opuestos del

eje de la leva, ambas trabajando en la misma leva (vea. Fig. 7.29)

(c) Empleando dos superficies de contacto en la varilla como en el tipo b, pero logrando que cada una trabaje sobre una leva por separado (véase Fig.7.30).

Figura 7.29 Leva de retorno positivo

Figura 7.30


7.7 Levas tipo cilíndrica Tipos.

Estas levas pueden tener varillas guiadas en tal forma que se muevan a lo largo de una línea recta

sobre un elemento del cilindro (Fig. 7.31a) o las varillas pivoteadas de tal forma para que se

muevan alrededor de un eje perpendicular al eje de la leva (Fig. 7.31b). La rodaja si es cilíndrica,

no puede tener contacto puro en rodadura debido a las diferencias de las velocidades

consecuentemente se fabrican algunas veces en la forma de un cono truncado (fig. 7.31c) con el

ápice sobre el eje de revolución de la leva. No obstante que esto promueve una rotación de

rodadura pura, también introduce un empuje indeseable y que tiende a sacar la rodaja fuera de la

leva.

7.8 Levas de arco circular

Generalidades

Muchas levas tienen perfiles formados por arcos circulares. Hay tres razones para emplear estos

tipos de perfiles con preferencia a otras curvas: (1) las especificaciones del departamento de

dibujo son mas fáciles de hacer para el uso del taller; (2) el proceso de manufactura es mas

económico; (3) la leva terminada se puede rectificar con mayor facilidad y mayor presesión. Las

levas de las válvulas empleadas en los automóviles y en otros motores de combustión

interna, así como muchas otras, con comúnmente de esta clase.

a) c) b)

Figura 7.31 Levas cilíndricas


Eligiendo los radios y los centros e los arcos apropiadamente los requerimientos teóricos de los

movimientos de las varillas pueden aproximarse muy exactamente. El proceso del diseño se

puede efectuar primeramente dibujando el diagrama de desplazamiento para un movimiento

deseado tomando una escala grande y trazar la leva a partir de este. Entonces por

experimentación se eligen los arcos y los radios que se aproximen a la forma real. Finalmente la

leva resultante se rectifica trazando hacia otras hasta el diagrama de desplazamiento el cual se

compara con el original. Si en la revisión de la leva se encuentra una alteración de la curva de

desplazamiento a una forma poco satisfactoria, será necesaria efectuar otra revisión.

Para las levas de alta velocidad es necesario dibujar una curva de aceleración de la varilla, ya que

la presión del resorte necesario en el tipo negativo depende en gran parte del peso de la varilla y

de las partes adjuntas y de la aceleración. Comenzando con el diagrama de desplazamiento y

tratándolo como una curva de tiempo-desplazamiento, según el método anotado, podemos

construir una curva de velocidad-tiempo y una de aceleración-tiempo; esta última nos da la

información necesaria para calcular el resorte.

Levas de las válvulas del motor de automóvil La fig. 7.32 muestra un ensamble típico de válvula y leva para una Leva de automóvil con la

nomenclatura de sus varias piezas.

Figura 7.32


7.9 Varillas primarias y secundarias

El mecanismo de la Fig. 7.32 tiene una varilla pivoteada, sobre el otro lado se encuentra una

varilla secundaria que hace contacto con movimiento rectilíneo. Nos referimos a éstas

respectivamente, como leva “primaria” y “secundaria”. Las ventajas de un arreglo como éste son:

(a) la leva secundaria se releva de casi todo el empuje lateral;

(b) con una determinada leva se obtiene una gran relación de aumento de reducción del

desplazamiento primario, y

(c) el eje de la leva secundaria se puede descentrar a una distancia considerable del eje del

excéntrico para el acomodo del mecanismo de una determinada máquina.

Se puede suponer que el movimiento de la leva secundaria es definidamente específico, para que

pueda dibujarse un diagrama de desplazamiento (como el de la Fig. 7.31) también podemos

suponer que se dan suficientes datos para permitir que el mecanismo se trace en la posición

indicada por las líneas sólidas de la Fig.7.32 con la rodaja haciendo contacto en el círculo base.

Figura 7.31

Figura 7.32


CUESTIONARIO.

7.1 Trácese por punto el diagrama de desplazamiento para los movimientos de la varilla como se

especifican de a hasta e. Muéstrese en cada caso suficientes trazos, puntos y anotaciones que

indique los métodos empleados.

(a) la varilla alza una plg. (2.54 cm) con velocidad constante hasta su posición mas alta

durante 120° de desplazamiento de la leva, reposa por 60° y regresa con moviendo

cicloidal durante 45° hasta suposición inicial, donde reposa hasta terminar la revolución.

(b) Una varilla alza 2 plg. (5.08 cm) con aceleración y desaceleración uniformes e iguales

hasta la parte mas alta de su carrera durante 180° del movimiento del excéntrico, reposa

por 30° y regresa a su posición inicial con velocidad constante durante 120° y reposa para

terminar la revolución.

(c) Una varilla alza 1 plg. (2.54 cm) con movimiento constante modificado durante 120° de

rotación de la leva, se acelera durante un periodo de 60° y desacelera 30°. Después

reposa mientras la leva gira de 120° a 150° se eleva una plg. adicional (2.54 cm) con

movimiento armónico simple, mientras la leva gira de 150° a 240°. Cuando el excéntrico

gira de 240° a 360° la varilla cae 2 plg. (5.08 cm) hasta su posición original con

aceleración y desaceleración constante las cuales están en una proporción de 3:1.

(d) Una varilla alza 1 ¼ plg. (31.8 mm) con aceleración y desaceleración constantes a una

proporción de 2:3 durante 150° de giro de la leva. Después alza ¾ plg (19.0 mm)

adicionales con velocidad constante modificada, mientras el excéntrico gira desde 150°

hasta 255°; la aceleración durante este último periodo del movimiento ocurre durante un

giro de la leva de 30°; la desaceleración se efectúa durante los últimos 30° del ángulo de

la leva. La varilla reposa 15°, luego la varilla cae 1 plg. (50.8 mm) con movimiento

cicloidal, mientras la leva gira a través de un ángulo desde 270° hasta 315°. Desciende

1.0 plg en los últimos 45° del ángulo de la leva, con M.A.S.

(e) Una varilla pivoteada se mueve con aceleración y desaceleración iguales y constantes,

empezando desde la posición extrema exterior, hasta el otro extremo de su carrera, siendo

el desplazamiento total de 25° durante un movimiento de la leva de 90° . Después reposa

por 45° y regresa a su posición inicial durante 60° con un movimiento armónico simple

y un periodo de reposo ocupa el resto del giro. El radio del brazo de la varilla es de 4

pulg. (101.6 mm)


7.2 ¿Por qué no es práctico emplear un movimiento no modificado de velocidad constante para

una leva con altas velocidades? ¿cómo se debe modificar en orden de obtener mejores resultados?

7.3 una varilla se eleva ½ plg. (12.7 mm)durante un desplazamiento de 90°; la leva gira a una

velocidad constante de 120 rpm.

(a) encuéntrese la velocidad de la varilla, si es constante. (b) si la varilla se eleva con

aceleración y desaceleración igual y constante, encuéntrese el valor de la aceleración y

la velocidad máxima obtenida.

Resp. (a) 4 pulg. por seg. (101.6 mm por seg)

(b) 128 pulg. por seg2 ;8 pulg. por seg

(3.35 m por seg2; 203.2 mm por seg)

7.4 Una varilla se eleva ¾ pulg. (19.0 mm) durante media revolución de la leva, girando esta

última a una velocidad constante de 480 rpm. La aceleración constante para la primera parte del

periodo de la alzada, es tres veces mayor que durante la última parte de este periodo que tiene

desaceleración constante. Encuéntrese el valor de la aceleración y el desplazamiento de la leva

durante este movimiento.

7.5 Calcúlese la velocidad y aceleración máxima de una varilla que se mueve a través de una

distancia de 1 plg. (25.4 mm) con movimiento armónico simple durante 120° del desplazamiento

de la leva si la leva gira a 200 rpm..

Resp. 15.7 plg. por seg ; 492 plg. por seg2.

(398.8 mm por seg, 12.5 m por seg2)

7.6 En cada uno de los siguientes casos, del a al i, considérese un diagrama de desplazamiento

dado, y muéstrese como trazar el perfil de la leva para obtener el movimiento requerido de la

varilla. Muéstrense suficientes líneas de construcción y anotación para indicar el método

empleado en cada caso.

(a) Una leva de disco gira en sentido de las manecillas del reloj con una varilla puntiaguda en la

cual la punta se mueve sobre una línea recta que pasa por el eje de la leva.

(b) Una leva de disco gira en sentido de las manecillas del reloj con una varilla puntiaguda que e

mueve sobre una línea recta que pasa a la izquierda del eje de la leva.

(c) Una leva de disco gira en sentido contrario de las manecillas del reloj, tienen una rodaja sobre

la que actúa le leva y tiene movimiento rectilíneo. El centro de la rodaja se mueve en una línea

recta que se intersecta con el eje de la leva.


(d) Una leva de disco gira en sentido contrario de las manecillas del reloj con una varilla con

rodaja que tiene movimiento rectilíneo. El centro de la rodaja se mueve sobre una línea recta que

pasa a la derecha el eje de la leva.

(e) Una leva de disco gira con sentido de las manecillas el reloj con una varilla con rodaja que se

encuentra pivoteada a la derecha y un poco hacia arriba de lo ejes de la leva.

(f) Una leva de disco gira en sentido de las manecillas del reloj con una varilla que tiene una cara

convexa en deslizamiento. La varilla se mueve sin desplazamiento angular, y sus ejes pasan por

los ejes de la leva.

(g) Una leva de disco gira en sentido contrario de las manecillas el reloj y tiene una varilla de

plato con movimiento rectilíneo. ¿cómo se determina la distancia necesaria de la cara de la

varilla en este caso?

(h) Una leva de disco gira en sentido contrario de las manecillas del reloj y tiene una varilla de

plato pivoteada a la derecha y un poco hacia arriba de los ejes de la leva.

(i) Una leva de disco con una varilla primaria pivoteada del tipo de rodaja y una varilla

secundaria con una superficie convexa tiene movimientos rectilíneo.

7.7 Esbócese y explique la acción en los tres tipos de mecanismo de levas con movimiento

positivo.

7.8 (a) Cuando un mecanismo de una leva con movimiento positivo tienen una única leva

actuando sobre dos caras de una varilla de yugo,¿qué limitaciones se le imponen al movimiento

de la varilla. (b) ¿Cuál es la objeción principal para emplear mecanismo de levas con

movimientos positivo con una sola rodaja actuando sobre dos superficies de excéntricos?

7.9 Indíquese tres ventaja prácticas de perfiles de arco circular sobre curvas de otro tipo.

7.10 (a) Indíquese los factores que entran en la determinación del tamaño del círculo base de una

leva. (b) Defínase e ilustre con un bosquejo el ángulo de presión de una leva ¿por qué es

importante en el diseño de las levas? ¿de que factores depende?.

CAPÍTULO 8

CONTACTOS CON RODAMIENTO

8.1 Condiciones para contactos con rodamiento

Cuando dos cuerpo se mueven el uno con respecto al otro de tal manera que no existe

movimiento relativo en el punto de contacto se dice que los cuerpos tienen contacto con

rodamiento puro. Se deduce que los puntos en contacto tienen, en un instante, la misma velocidad

relativa a un tercer cuerpo. Es más, según el Teorema de Kennedy el centro instantáneo de los

dos cuerpos se encuentra localizado en el punto de contacto.

Cuando dos cuerpos en contacto con rodamiento punto, giran con relación a un centro instantáneo

o permanente sobre un tercer cuerpo, el punto de contacto siempre debe de coincidir sobre una

línea recta que une estos centros. Esto puede mostrarse refiriéndonos a la Fig. 8.1 en la cual 2 y 3

tienen contacto con rodamiento y giran con relación a los centros O21 y O31 respectivamente, P es

el punto de contacto en ese instante y en vista de que en este punto no existe movimiento relativo,

P es el centro instantáneo O23. Según el teorema de Kennedy O21O31 y O23 coinciden sobre una

misma línea recta.

Se ha mostrado que el punto de contacto de un par de cuerpos con rodamiento se encuentran

localizados en una línea que une sus centros instantáneos o de pivoteo. Vamos a considerar el

caso cuando dos cuerpos giran con relacion a centros de pivoteo fijos y tienen contacto con

rodamiento puro. En la Fig. 8.1 O21 y O23 se convierten ahora en los centros permanentes así

como también en centros instantáneos. Si elegimos cualquier punto Q sobre el perfil del cuerpo 2,

Figura 8.1

CINEMÁTICA DE LAS MÁQUINAS CONTACTO CON RODAMIENTO 163

medimos las distancias del perfil desde P hasta Q, y trazamos una distancia igual a PQ´ sobre el

perfil de 3, entonces evidentemente, cuando los cuerpos giran en algún instante Q y Q´

coincidirán, si no fuera de esta forma habría ocurrido un deslizamiento. En vista de que Q y Q´ se

encuentran sobre la línea de O21 y O31,

O21Q+Q´O31=O21P+PO31=D (8.1)

Donde D es la distancia entre los centros permanentes. Por esta razón, los cuerpos de cualquier

forma pueden tener contacto con rodamiento puro; pero éstos tendrán una distancia fija entre

sus centros de rotación y por tanto es posible que giren sobre sus centros permanentes en un

tercer cuerpo, solamente cuando se cumple la condición establecida por la ecuación 8.1. Esta

condición es que la suma de los radiantes de cualquier par de puntos que hacen contacto con

rodamiento puro debe ser constante.

8.2 Relación de velocidad angular

En la Fig. 8.2 dos cuerpos en contacto con rodamiento harán contacto por un instante en el punto

P. Si Vp es la velocidad lineal para el punto común y si consideramos p como un punto en 2, Vp

= ω21 x OP.

Considerando P como un punto en 3, encontramos Vp,= ω31 x O´P. Entonces ω21 x OP = ω31x o´p, o sea ω31 = OP (8.2) ω21 = O´P

Es obvio que en el caso considerado los cuerpos 2 y 3 giran en sentidos opuestos. Si las dos

rotaciones se consideran como positivas y negativas respectivamente, la relación de velocidad

llevará un signo negativo.

Figura 8.2


Solamente fueron consideradas condiciones instantáneas; consecuentemente los puntos O y O´ en

la Fig. 8.2 únicamente necesitan ser centros de pivoteo instantáneos y no necesariamente

centros de pivoteo fijos.

La ecuación anterior establecida en palabras quiere decir que la relación de velocidad de una par

de cuerpos haciendo contacto con rodamiento es inversamente proporcional a la distancia desde

su punto de contacto hasta sus respectivas centros de pivoteo. Cuando el punto de contacto cae

entre sus centros de pivoteo, deben girar en sentidos opuestos. Cuando cae a un lado de los dos

centros de pivoteo lo contrario es lo cierto.

Para una relación de velocidad constante, OP y O´P deben tener una relación constante, lo cual

es verdad únicamente cuando P ocupa una posición fija sobre la línea de cetros. Un par de

círculos son las únicas curvas que llenan esta condición; por consiguiente, los cuerpos que giran

juntos con una relación de velocidad constante, deben tener secciones circulares perpendiculares

a sus ejes de giro, y estos cuerpos tendrán velocidades inversamente proporcionales a sus radios.

8.3 Transmisiones friccionales

Las transmisiones fricciónales se pueden definir como aquellas en las cuales la fuerza se puede

trasmitir por el contacto con rodamiento de loe elementos accionado y motriz. La fricción

depende únicamente en una anulación apreciable del deslizamiento. Hay aplicaciones prácticas

de mecanismos conectados con rodamiento. Las ruedas cilíndricas con contacto interno o externo

se emplean comúnmente para la conexión de dos flechas paralelas. Se emplean ruedas hechas en

forma de conos truncados para conectar dos flechas que se cruzan o interceptan. Estas pueden

tener contacto externo (como en la Fig. 8.8 ) o contacto interno (como en la fig. 8.9) El chaflán de

los conos debe tener un ápice común, en orden de aproximarse a las condiciones del rodamiento

puro.

Prácticamente cuando se efectúa una trasmisión de fuerza empleando el sistema friccional, esta

sujeta a que ocurra una cierta cantidad de resbalamiento. Este tipo de trasmisión rinde mejor

servicio para trabajos ligero. Es necesario un presión pesada en el contacto cuando se trasmite

una gran cantidad de potencia; esto tiende a causar pérdidas por fricción y desgaste en los

cojinetes de los ejes de las ruedas, así como también en las superficies de contacto.


Con el propósito de incrementar la fuerza que debe de ser trasmitida por las ruedas de fricción

para una determinada presión de contacto, algunas veces las ruedas vienen suministradas con una

ranuras circunferenciales en forma de v. Fácilmente se puede demostrar que de cualquier forma,

ese tiempo de construcciones rinde un contacto con rodamiento puro imposible y por esto, tiene a

aumentar el desgaste y las pérdidas por fricción.

8.4 Disco y rodillo

Algunas veces se emplea una trasmisión de fricción de la forma mostrada en la Fig. 8.3 cuando se desea obtener una relación de velocidad que se puede cambiar al gusto.

El rodillo 2 usualmente es el motriz, efectuando un contacto friccional con el accionado, que es el

disco 3. El rodillo 2 esta motado de tal forma que se puede correr en una dirección axial y por

consiguiente se mueve en una línea paralela a la superficie del disco. La relación de velocidad de

las ruedas motriz y accionada depende de su posición. La inversión del sentido de rotación se

efectúa moviendo 2 al lado opuesto del eje del disco. Un hueco en el centro del disco causa que

los dos miembros rompan el contacto cuando 2 queda en la posición centra, obteniendo un punto

“neutro” en el cual no se obtienen trasmisión.

Ocurre rodamiento pudo únicamente cuando 2 no tienen un espesor considerable y por

consiguiente hace contacto en un punto. Una condición de este tipo en una máquina práctica

solamente se podría establecer si la fuerza que se trasmite es muy pequeña. Un rodillo ancho con

línea de contacto dará un contacto con rodamiento pudo en su punto central o cerca de él,

aumentado la velocidad de resbalamiento conforme se aproximen los bordes. Esto tiende a

ocasionar un desgaste rápido en los lados. Si P (en Fig. 8.4) es el punto de contacto en el cual

Figura 8.3


ocurre rodamiento puro, entonces Vp, es la misma cuando se calcula de la velocidad angular de

cualquier cuerpo, Por esto,

vp=ω2 x r2=ω3 x r3 o sea ω2= r3 ω3 r2

Entonces si ω2 es constante ω3 tendrá su valor máximo cuando r3 sea mínimo , y su valor

mínimo cuando r3 sea máximo.

Estos radios se pueden elegir para dar un margen requerido de velocidades. P, el punto con

rodamientos puro, generalmente se considera localizado al centro de la cara de la rueda 2.

8.5 Construcción del perfil

La siguiente construcción aproximada su puede emplear para encontrar el perfil de un cuerpo que

requiere un contacto con rodamiento puro con un segundo cuerpo de forma conocida,

considerando que ambos cuerpos oscilan con relación a centros permanentes. La construcción

esta basada en las propiedades de los cuerpos con rodamientos.

Consideremos que 2 ( Fig. 8.5) sea el cuerpo de forma conocida y que oscila alrededor de O, y

supongamos que se requiere encontrar el perfil de un segundo cuerpo 3, que oscila alrededor de

O´ y que fijara con el cuerpo dado 2. Uniendo O y O´ localizamos P, que debe de ser el punto de

contacto en la posición dada. Un numero conveniente de puntos a, b, c, etc... se eligen sobre el

perfil de 2.

Para localizar el punto a´ sobre 3, que hará contacto con a cuando los cuerpos giren

conjuntamente, trazamos un arco con O como centro y con un radio Oa que intersecta OO´ en A.

Figura 8.4


Entonces con O´ como centro y con un radio OÁ trazamos el arco Aa´, lo cual satisface la

condición que la suma de los radios a los puntos correspondientes debe ser constante e igual a

OO´. Una segunda condición es que la distancia de los arcos Pa y Pa´ deben ser iguales para

evitar el resbalamiento. Así pues, trazamos un arco con su centro en P y con un radio Pa para

intersectar el arco Aaén a´. Entonces las distancia de los arcos Pa y Pa´son aproximadamente

iguales, y los puntos a y a´ coincidirán durante la oscilación. De una forma semejante se puede

encontrar el punto b´ trazando el arco bB teniendo su centro en O, después el arco Bbćon su

centro en O´, y finalmente un arco con su centro en aý con un radio ab ( del cuerpo 2) para

intersectar el arco Bbén b´. Finalmente se traza una curva uniforme por los puntos P, a´, b´, c´

etc. Esta construcción se vuelve exacta cuando los puntos a,b,c, se encuentran separados a una

distancia infinitesimal.

8.6 Rodamiento de dos elipses iguales

Se puede demostrar que las elipses iguales, inicialmente instaladas como en la Fig. 8.6 con todos

sus focos coincidiendo sobre una misma línea recta, y cada una girando sobre uno de sus focos,

tienen contacto con rodamiento puro.

Figura 8.5

Figura 8.6


Si O y O´ designan los focos que son centros de rotación, la distancia entre estos puntos

obviamente es igual al eje mayor de cualquiera de las elipses. Se debe mostrar que la suma de

los radios a cualquier par de puntos a los cuales lleguen a un contacto las curvas en rotación, es

constante.

Empleando la posición inicial de contacto P como centro y cualquier radio, trazamos un arco

que corta las curvas en 1 y 1´. Como las cuerdas P1 y P1´ son iguales, resulta evidente de la

simetría de la figura, que los arcos elípticos P1 y P1´ tienen la misma longitud. Por lo anterior, el

rodamiento puro hará que 1 y 1´ se unan. Debemos mostrar que O1+´1´es igual a OO´. Si R, R´

son los otros dos focos, de las propiedades delas elipses, conocemos que O1+1R es igual al eje

mayor. Pero en vista de que las elipse son iguales en todos respectos, 1R=O´1. por esto,

O1+O´1¨=O1+1R= eje mayor =OO´

De este modo se cumplieron los requisitos de la ecuación 8.1.

La relación de velocidad angular ω3/ω2 de las elipses en la poción relativa mostrada en la fig. 8.6

es igual a OP/O’P , según el Art. 8.2 cuando la elipse 2 ha girado 180° , S y S´ hacen contacto, y

en ese instante la relación de velocidad será OS/O´S´=O´P/OP. Estos son, respectivamente, los

valores mínimo y máximo de la relación de velocidad, siendo el último recíproco del primero,

Durante cada media revolución de las elipses, la relación cambia de un valor a otro.

Elipses para una relación requerida de velocidad

Es posible construir elipses que dan cualquier variación requerida en la elección de velocidad. La

Fig. 8.7 ilustra la construcción para un caso donde la elipse accionada debe tener tres veces la

velocidad angular de la motriz, es decir, que la velocidad mínima del miembro accionada es una

tercera de la del miembro motriz. La distancia OO´ entre los centros de rotación, se considera

conocida.

En la fig. 8.7 OO’se divide primeramente en dos partes OP Y PO´. De tal forma que OP/O´P =

3/1. Si OS igual a O´P se traza a lo largo de OO´ extendiéndola entonces, PS será el eje mayor de

Figura 8.7


uno de las elipses. PS´ igual a PS , es el eje mayor de la otra elipse. Los focos R y R´ se localiza

haciendo RP y R´S´ igual a PO´. Conociendo los focos y los ejes mayores, podemos trazar las

elipses por cualquiera de los métodos usuales.

8.7 Relación de velocidad de conos que ruedan

En la fig. 8.8 muestra un par de conos empleados para conectar dos flechas que se cruzan a un

ángulo θ. Las distancias BC y CD son los radios de las bases circulares. En C los conos tienen

una velocidad común vc. Entonces,

De esta forma las velocidades están en proporción inversa a sus radios o a los diámetros de las

bases.

Consideremos que α (ángulo del accionado) y β (ángulo del motriz) sean los ángulos de los

conos. De la figura.

Figura 8.8


De la misma manera se puede comprobar que:

Para conos que ruedan con contacto interno (véase fig.8.9) se puede comprobar en una forma

semejante que:

Estas formulas nos permiten calcular el ángulo de los conos cuando el ángulo de las flechas y la

relación de velocidad son conocidas.

(8.3)

(8.4)

(8.5)

(8.6)

Figura 8.9


Conos que ruedan. Método gráfico

Como una alternativa al cálculo de los ángulos de los conos en rotación, se puede elaborar

fácilmente una solución gráfica.

OA y OB (fig. 8.10) representa los ejes de dos flechas que se intersectan y que deben de ser

conectadas por conos que ruedan con una relación de velocidad de 5:2. Estas pueden tener

contacto externo o interno; el anterior se considerará primero.

Trazamos una distancia de 5 unidades a lo largo de OA y de esta forma localizamos el punto C.

Similarmente, el punto D en OB se localiza haciendo OD igual a dos unidades. Desde C, se

traza CE paralela a OB y desde D, DE paralela a AO. La intersección E es una punto en la línea

de contacto de los conos y nos da la relación de velocidad deseada.

Unamos OE y tracemos las perpendiculares EF y EG a los ejes AO y OB. De la geometría de la

figura se puede mostrar que

EF: EG =OD:OC=2:5

Además de esto, un par de perpendiculares dibujadas desde cualquier punto sobre OE en los dos

ejes, tendrán la misma relación de distancias. En X y Y (figura 8.10) se muestra dos conos

truncados trazados con un par de estas perpendiculares que forman los radios de las bases. La

relación de velocidad es

ωy : ωx = EF : EG = 2:5

Los ángulos de los conos que dan la relación de velocidad especificada son AOE y EOB.

La fig. 8.11 ilustra el caso cuando se desea el contacto interno con la misma relación de

velocidad que en el anterior.

Figura 8.10 wm = 5 wa 2


La construcción difiere únicamente de la Fig. 8.10 hasta el grado en que OD se traza a lo largo de

una extensión de BO. Debe notarse que el uso de contacto interno en vez de externo invierte el

sentido de la rotación del miembro accionado.

Figura 8.11


CUESTIONARIO

8.1 a) ¿Qué se entiende por contacto con rodamiento puro? (b) cuando dos cuerpos cualesquiera

tienen contacto con rodamiento puro, ¿qué se puede decir con referencia a la localización del

punto de contacto? (c) cuando dos cuerpos giran alrededor de centros de pivoteo fijos y tienen

contacto de rodamiento puro el uno con el otro, ¿qué condiciones se deben satisfacer con

referencia a sus perfiles? Compruébese lo establecido.

8.2 En las fig. P8.2 de la a a la c muéstrese como se encuéntrale perfil de un cuerpo que gira

con relación a un centro de pivoteo B, el cual tendrá contacto con rodamiento puro con el cuerpo

que gira con relación al centro de pivoteo fijo A. Calcúlese la relación de velocidad angular

cuando el punto de contacto se encuentra en P y en Q.

8.3 Compruébese que un par de elipses idénticas que giran alrededor de centros fijos en sus focos

pueden tener contacto con rodamiento puro.

8.4 Dos flechas paralelas se encuentran a una distancia de 15 plg. (38.1 cm) de centro a centro.

Deben ser conectadas por elipses en rotación para obtener una relación máxima de velocidad de

4:1 (a) localícese la distancia de sus ejes mayores y la distancia entre sus focos (b) ¿cuál es la

relación mínima de velocidad de las flechas o árboles?

Fig. p8.2a Fig. p8.2b

Fig. p8.2c


8.5 Se requiere conos con rodamientos con contacto externo para conectar dos trasmisores a 60°

y la relación de velocidad debe ser 3:2 muéstrese gráficamente como se encuentra el ángulo entre

los conos.

8.6 Se requiere conos con rodamientos con contacto interno para conectar dos trasmisiones a

30° y la relación de velocidad debe ser 3:1 muéstrese como encontrar gráficamente el ángulo

entre los conos.

8.7 Dos trasmisiones que se intersectan a 60° son conectadas por medio de conos con

rodamientos de contacto externo. Uno de los conos tienen un ángulo central de 20° y gira a 300

rpm. Localice el ángulo central del otro cono y sus rpm.

Resp: 40°;160 rpm

8.8 Un cono con rodamiento con un ángulo central de 15° gira a 240 rpm y hace contacto externo

con otro cono que gira a 360 rpm. Encuéntrese el ángulo entre las flechas y el ángulo que se

forma en el ápice del segundo cono.

8.9 Van a ser empleados conos en rodadura con contacto interno para obtener una relación de

velocidad 4:1. El cono menor tiene un ángulo central de 10° ¿cuál es el ángulo central del cono

mayor, y cual es el ángulo entre las flechas?

8.10 Un par de elipses idénticas en rotación tienen una distancia entre sus focos de 4 pulg. (101.5

mm) los ejes mayores son de 7 pulg. (178 mm) de largo. Encuéntrese las relaciónes máximas y

mínimas de velocidad.

Resp. 1 : 3.67, 3.67 : 1

8.11 Un elevador grande de cesta tiene una estrella principal de seis dientes y el arreglo

requiere una variación de velocidad de la estrella desde un mínimo de 10 rpm hasta un máximo

de 11.5 rpm en orden de obtener una velocidad uniforme de la cesta. Esta variación en la

velocidad de la estrella se obtiene por medio de un par de engranes que no son circulares y con

superficie primitivas elípticas. Si la distancia de centro a centro de los engranes es de 30 pulg

(76.2 cm) encuéntrese el largo de los ejes mayores y la distancia entre los focos.

8.12 ¿Qué es una transmisión friccional? Bosqueje un tipo de trasmisión friccional que permita

alterar la relación de velocidad cuando esta trabajando ¿como puede ajustarse para invertir el

sentido de rotación del miembro accionado? ¿Por que es imposible el contacto con rodamiento

puro en este engrane?


8.13 Una trasmisión de rodillo y plato se requiere para conectar dos flechas, la motriz gira a 300

rpm y el plato accionado gira a una velocidad máxima de 100 rpm y mínima de 25 rpm. El

rodillo tiene 5 pulg (127 mm) de diámetro y 1 plg. (25.4 mm) de ancho. Encuentre el diámetro

máximo y mínimo para el plato requerido.

8.14 ¿Que velocidad máxima y mínima se obtienen en la flecha accionada de una trasmisión

friccional de rodillo y plato en la cual el rodillo es de 8 plg. (203.2mm) de diámetro y 1 ½ plg.

(38.1) de ancho y gira a 400 rpm. El plato tiene un diámetro máximo de 14 plg. (35.5 cm)

concédase por deslizamiento un 3%

8.15 Dos cilindros hacen contacto con rodamientos en la misma dirección con una relación de

velocidad de 5. La distancia al centro es 10 plg. (25.4 cm) ¿ cual es el diámetro de cada

cilindro?

CAPÍTULO 9

ENGRANES

9.1 Los engranes

Los engranes se emplean comúnmente para transmitir fuerza de una flecha que gira a otra. En

comparación con las transmisión por ficción o bandas, se diferencian en que se adaptan

especialmente donde se requiere una relación exacta de velocidad, o donde la relación entre los

miembros motriz y movido accionado deben de conservar una relación definida de fase. Como la

acción enclavada de los dientes logra una transmisión positiva, y no se depende de la ficción

para evitar el resbalamiento, la fuerza necesaria para mantener los engranes en posición cuando

se esta transmitiéndola fuerza es mucho menor que en una trasmisión equivalente de fricción.

Esta da por resultado menores presiones en los puntos de apoyo, menor desgaste en las

superficies de los cojinetes, y una mayor eficiencia.

Superficie primitiva. La superficie primitiva de los engranes se define como una superficie

imaginaria que gira conjuntamente con otra sin resbalamientos, semejante a los cuerpos circulares

con rodamiento friccional. Para cualquier tipo de engrane se debe conocer la forma y dimensión

de la superficie primitiva antes de que se puedan diseñar los dientes apropiados. La Fig. 9.1

muestra la superficie primitiva circunferencial para un engrane.

Elementos del diente. El diente de un engrane se puede considerar compuesto de superficies

cursadas por una línea que se mueve a través del espacio. No siempre la línea es una recta o ni

siquiera de forma regular.

Figura 9.1

CINEMÁTICA DE LAS MÁQUINAS ENGRANES 177

Estas superficies generatrices en cualquiera de sus posiciones consecutivas son conocidas como

los elementos del diente. Los elementos del diente siempre conectan puntos correspondientes,

sobre secciones del diente de un engrane, que son líneas rectas paralelas unas a las otras.

Las ruedas dentadas son ilustraciones de pares superiores, porque se obtiene únicamente

contacto en una línea o un punto.

9.2 Clasificación de los engranes

Los engranes pueden ser clasificados de diferentes formas. Una manera de clasificar los engranes

es de acuerdo con la posición relativa de los ejes de revolución. Los ejes pueden ser a) paralelos

(engranes común, helicoidal y en ángulo)

b) que se intersectan (engranes cónico recto y en espiral)

c) que no se intersectan ni son paralelos o ejes que se cruzan (engranes helicoidal, tornillo sinfín e

hipoides)

a) Engranes para conectar flechas paralelas. Aquí podremos emplear el engrane común como el

ilustrado en la Fig. 9.2 o los engranes helicoidales con ejes paralelos de la Fig. 9.3. En ambos,

las superficies primitivas son circunferenciales con contacto con rodamiento pudo como lo ilustra

la Fig. 9.4.

Figura 9.2 Engrane común

Figura 9.3 Engrane helicoidal con ejes paralelos

Figura 9.4 Superficies primitivas de engranes con ejes paralelos


El engrane helicoidal trabaja con mucho menos ruido que el otro tipo y la diferencia a este

respecto es particularmente notable a alta velocidad. La desventaja del engrane helicoidal

consiste en el empuje final producido cuando el engrane esta transmitiendo la potencia.

Con los engranes en ángulo (figura 9.5) el empuje final producido a un lado, es balanceado por

otro empuje igual y opuesto ocasionado por la acción del otro lado. Estos engranes se pueden

considerar como si fueran compuesto de los engranes helicoidales de dimensiones semejantes,

uno teniendo una hélice derecha y el otro una izquierda.

b) Engranes para ejes que se intersectan. En este caso se emplean los engranes cónicos rectos,

ilustrados en la fig. 9.6, o los engranes cónicos en espiral mostrados en la Fig. 9.7. En ambos

casos las superficies primitas tienen un ápice común como lo indica la Fig. 9.8.

En el caso de los engranes cónicos rectos, los elementos del diente son líneas rectas, mientras

que en los engranes cónicos en espiral los dientes son inclinados al eje y curvos. Los engranes

Figura 9.5 Engranes en ángulo



cónicos en espiral tienen decididamente una ventaja sobre los engranes cónicos rectos por ser de

operación silenciosa, similarmente a la ventaja que tienen los engranes helicoidales sobre los

engranes comunes.

Un par de engranes cónicos que son del mismo tamaño y sus flechas ser intersectan a un ángulo

recto se conoces como engranes a escuadra. Su uso principal es el retransmitir el movimiento

alrededor de una esquina sin alterar la velocidad angular.

c) Engranes para conectar flechas que no se intersectan ni son paralelas. Aquí los engranes

helicoidales con ejes que se cruzan, los tornillos sinfín o los engranes hipoides son los

apropiados.

Los engranes helicoidales con ejes que se cruzan (Fig. 9.9) se emplean para conectar flechas que

no son paralelas ni se intersectan. Sus superficies primitivas son cilindros (fig. 9.10). Se tocan en

un punto y tienen contacto con deslizamiento ; por esto los dientes también hacen contacto en

un punto y tiene una componente en deslizamiento a lo largo de la hélice del diente.

Figura 9.8 Circunferencias primitivas de engranes cónicos

Figura 9.9 Engranes helicoidales con ejes que se cruzan

Figura 9.10 Superficies primitivas de engranes helicoidales con ejes que se cruzan


El tornillo sinfín, mostrado en la Fig. 9.11 es una forma especial del engrane helicoidal, los dos

miembros se conocen como el sinfín y la rueda serpentina o corona. El sinfín, comparado con

un engrane helicoidal tienen un gran distancia alrededor de la circunferencia. Es una costumbre

denominar los dientes del tornillo sinfín “hilos” por su semejanza con un perno encordado. Por

esto nos referimos a un “tornillo sinfín de un hilo” , “un sinfín de dos hilos”, etc., dependiendo

del número de dientes formados en la superficie cilíndrica.

La rueda serpentina puede tener la superficie de los dientes cóncavos como lo muestra la Fig.

9.11 con el propósito de obtener un contacto lineal de los dientes en vez de que este sea un

punto. La configuración de las superficies primitivas de un tornillo sinfín se muestran el a Fig.

9.12.

Los engranes hipoides ( figura 9.13) se parecen un poco a los engranes cónicos en espiral en su

apariencia general. El contacto entre las dos superficies primitivas ocurre sobre una línea común

a las dos rotaciones.

Figura 9.12 Circunferencia primitiva

de tornillo sinfín

Figura 9.11 Tornillo sinfín

Figura 9.13 Engrane hipoides


9.3 relación de velocidad

Una regla para un par de ruedas dentadas es que la relación de velocidad angular es

inversamente proporcional al número de dientes. Esta regla es aplicable a todas las clases

comunes de ruedas dentadas, tales como engranes comunes, cónicos y engranes helicoidales.

Cuando dos engranes se encuentran en movimiento, es evidente que el mismo número de dientes

en cada engrane pasa por cualquier punto fijo durante un intervalo definido de tiempo, en vista

de que los dientes de un engrane embonan en orden consecutivo con los huecos o espacios entre

los dientes del otro engrane. Un engrane que tiene N2 dientes efectúa una revolución mientras

N2 dientes que pasan por un punto fijo. Un engrane con N3 dientes engranado con el anterior

harán consecuentemente N2/N3 revoluciones durante el mismo intervalo.

Si ω2 y ω3 son las velocidades angulares respectivas de dos engranes, entonces,

ω2 = 1 = N3

ω3 N2/N3 N2 Lo que comprueba la regla anterior.

9.4 Terminología de los engranes

La Fig. 9.14 ilustra casi todas las siguientes definiciones:

Diámetro primitivo o diámetro de paso. El diámetro del cilindro que es la superficie primitiva de

un engrane se conoce como diámetro primitivo o diámetro de paso. Ya que las superficies

primitivas de dos engranes giran juntas sin resbalamiento, constituyen superficies con contacto de

rodamiento puro y la relación de velocidad angular es en proporción inversa a los diámetros

primitivos. Un par de engranes correlativos tiene el número de dientes proporcional a sus

superficies primitivas, porque ambos deben tener el mismo paso de los dientes en orden de

obtener rodamiento puro de las superficies primitivas. Entonces para estos engranes, 2 y 3,

ω2 = D3 = N3 ω3 D2 N2 donde N, D y ω representan, respectivamente, el número de dientes, el diámetro primitivo o de

paso y la velocidad angular.


Punto de contacto primitivo. Aquel punto sobre la línea que une los centros de dos engranes en

donde los círculos primitivos son tangentes se denomina punto de contacto primitivo.

Addendun o altura de la cabeza del diente. La distancia desde el circulo primitivo hasta el

extremo exterior del diente, medido radialmente, se conoce como addendum o altura de la cabeza

del diente.

Dedendum o altura del pie del diente. La altura del pie del diente es la distancia radial desde el

circulo primitivo hasta la circunferencia del fondo del pie del diente.

La altura total. Es la suma de la altura de la cabeza del diente más la altura del pie del diente, o

sea la suma del addendum y dedendum.

Juego de fondo. El juego de fondo es el espacio muerto que libran las puntas de los dientes de un

engrane entre los hechos correspondientes de otro engrane, es decir la holgura entre la punta de

un diente y la circunferencia de fondo. Y esta se mide sobre la línea de centros.

La altura activa. Es la altura total menos el juego de fondo.

Juego lateral. La distancia mínima entre el lado no motriz de un diente y el lado opuesto del

diente en el engrane adjunto se denomina juego lateral o sea la diferencia entre el hueco y el

espesor del diente. Esto se mide sobre el círculo primitivo.

La cara del diente. Es la superficie de un diente entre el círculo primitivo y el círculo formado a

la altura de la cabeza del diente.

Figura 9.14 Nomenclatura de los engranes


El espesor de la cara es el ancho del engrane medido sobre la superficie primitiva en un plano

conteniendo el eje de rotación. La cara de un diente no debe confundirse con el espesor de la

cara, ya que son dos cosas enteramente dientes. La primera es una superficie y la última una

dimensión.

El flanco del diente. Es la superficie de un diente entre el círculo primitivo y la circunferencia de

fondo.

La superficie superior es la superficie plana de un diente entre las caras del mismo diente.

La superficie inferior es la superficie de un engrane entre los flancos de dientes adjuntos de un

mismo engrane.

El filete es la superficie curva que une el flanco de un diente con la superficie inferior. Coincide

entre el juego de fondo y la circunferencia de fondo.

El Angulo de presión de un diente es el ángulo que se forman entre el perfil del diente y una

línea radial que se intersecta con la circunferencia primitiva.

Engrane y Piñón. Cuando dos ruedas dentadas se encuentran engranadas una a la otra,

comúnmente se refiere uno a la mayor como “el engrane” y la menor como “el piñón”.

Cremallera. Cuando se cortan dientes sobre una barra recta, esto se conoce como cremallera. La

Fig. 9.15 muestra un piñón y una cremallera. La superficie primitiva de la última es un plano.

Angulo y arco de acción. El ángulo que gira la rueda motriz durante el periodo en que uno de sus

dientes permanece en contacto con el otro diente de la rueda accionada se conoce como el ángulo

de acción de la motriz. El ángulo girado por la rueda accionada durante el mismo periodo de

tiempo es el ángulo de acción de la rueda movida. Los arcos correspondientes sobre la

circunferencia primitiva se denominan arcos de acción.

Figura 9.15 Cremallera y piñón


Evidentemente el arco de acción debe ser mayor que el paso circunferencial; de otra manera el

contacto entre un par de dientes cesaría antes de que el siguiente par entre en contacto. En

general, mientras mas grandes son los dientes, mas grande debe ser el arco de acción. Esta

consideración ha sido el factor importante para fijar el tamaño de los dientes a un tamaño

normalizado.

La relación de contacto es un a medida del promedio del número de dientes en contacto en un par

de ruedas dentadas engranadas y es igual al arco de acción dividido entre el paso circunferencial.

El ángulo de acceso, es el ángulo girado por un engrane, desde el instante que un par de dientes

entran en contacto, hasta el instante en que estos mismos dientes están en contacto sobre el punto

primitivo.

El ángulo de receso, es el ángulo girado por un engrane desde el instante en que un par de

dientes hacen contacto en el punto primitivo hasta el instante que cesa el contacto entre los

dientes.

El ángulo de acción, es la suma de los ángulos de acceso y receso.

9.5 Paso

El paso de un engrane es una medida del tamaño de los dientes; todas las dimensiones de los

dientes en sistemas normalizados están basadas en el paso . Los engranes que se pretenden hacer

girar uno sobre otro deben tener el mismo paso, así como también los perfiles de los dientes de la

debida forma. A continuación damos los métodos comunes para indicar el paso de los engranes:

El paso circunferencial es la distancia que separa puntos correspondientes de dientes inmediatos,

esta distancia se mide sobre la circunferencia primitiva. Entonces si p indica el paso

circunferencial, D el diámetro primitivo o de paso y N el Número de dientes:

p = πD N

El paso diametral. (Módulo) es el resultado que se obtiene al dividir el numero de dientes entre el

paso circunferencial.

Definido de otra manera sería, el número de dientes por pulgada del diámetro de su

circunferencia primitiva.


El paso diametral Pd se expresa por la ecuación.

Pd = N D Debe observarse que el paso circunferencial es una dimensión lineal, expresada comúnmente en

pulgadas. Las unidades del paso diametral son recíprocas de las pulgadas. De cualquier forma, es

una costumbre indicarlas como un número o una relación. La Fig. 9.16 nos es útil para

visualizar el tamaño de los dientes con varios pasos diametrales.

Puede observarse que la relación entre el paso circunferencial y el paso diametral se obtiene al

multiplicar las dos ecuaciones, obteniéndose: p Pd = π

El método del paso circunferencial para especificar el tamaño de los dientes es el mas antiguo,

pero el método del paso diametral tienen ventajas que han resultado muy prácticas para el uso

general y especialmente donde se requieren dientes muy pequeños. A continuación se muestra

una ventaja: un engrane con 19 dientes de 2 pd tienen un diámetro primitivo de 19/2=9 ½ plg.

(24.13 cm) según la ecuación del paso diametral. Un engrane con 19 dientes y de 2 plg de paso

circunferencial tiene un diámetro primitivo de (19 X 2)/ π = 12.095+ pulg. (30.7213 cm) según

Figura 9.16 Tamaño de los dientes con pasos diametrales normalizados


la ecuación de paso circunferencial. Es mucho mas fácil el cálculo con el método anterior y el

resultado siempre es un número racional. Por lo general, el paso circunferencial se emplea para

especificar dientes de engranes de grandes vaciados y de algunos sinfines, mientras que el paso

diametral se usa para todos los otros engranajes.

En Europa, el método de clasificar consiste en especificar la relación del diámetro de paso con

respecto al número de dientes, y a esta relación se le denomina módulo. Por lo tanto, el módulo es

el recíproco del paso diametral y se expresa como:

m = D N Los valores numéricos de los módulos se especifican en unidades de milímetros.

Debe notarse que el paso diametral y el módulo de definen como relaciones y no son distancias

físicas que se puedan medir en un engrane. El paso circunferencial, por el contrario, se definió

como la distancia medida a lo largo del circulo primitivo desde un punto en un diente hasta el

punto correspondiente en el siguiente diente.

Para fines de especificar los cortadores de engranes, los valores del paso diametral y del módulo

se tomaron generalmente como números enteros.

9.6 Ley fundamental del engranaje

Los engranes son generalmente secciones circulares y dan una relación constante de la velocidad

angular de las flechas que conectan, aunque hay engranes que no son circulares, que se emplean

cuando se necesita una relación de velocidad variable. Sean circulares o no, los dientes deben de

ser de tal forma que e produzca un contacto con rodamiento pudo de las superficies primitivas.

Por lo anterior, las superficies primitivas se someten a las leyes que gobiernan los cuerpos que

tienen contacto con rodamiento puro de las superficies primitivas. Por lo anterior, las superficies

primitivas se someten a las leyes que gobiernan los cuerpos que tienen contacto con rodamiento

puro, discutidas en el Cáp. 8. Por lo anterior el punto de contacto de dos perfiles primitivos,

conocido como punto de contacto primitivo, es un centro instantáneo común a los dos engranes.

Si los dientes de un engrane se diseñan de tal forma que se obtienen un rodamiento puro de las

superficies primitivas, entonces resulta las siguiente ley para los dientes de los engranes:

“La normal común a las superficies de los dientes en el punto de contacto siempre debe pasar a

través del punto de contacto primitivo”.


Esta ley se comprueba como sigue: la Fig. 9.17 muestra dos dientes haciendo contacto en C.

Considerando estos engranes 2 y 3 y la bancada 1 en la cual giran como tres cuerpos que tienen

movimiento relativo, es posible localizar sus centros instantáneos. Por lo tanto es obvio que O21

y O31 se localicen en los centros de giro de 2 y 3 respectivamente.

Los dientes correspondientes son dos cuerpos en contacto con deslizamiento en C; por esto el

movimiento relativo en el punto de contacto es sobre la tangente común LM; de otra forma el

diente tendría la tendencia a interferir o roer el contacto. Por lo anterior, el centro instantáneo O23

debe de coincidir sobre la normal común XY. Por el teorema de Kennedy también debe de

coincidir sobre la línea que pasa a través de O21 y O31. por tanto el centro instantáneo O23

coincide con punto P.

Para cuerpos con rodamiento:

ω2/1 = O31 O23 ω3/1 O21O23

Si esta relación se mantiene constante, entonces el centro O23, o sea el punto P, debe de mantener

una posición fija; y P es el punto de contacto de las dos superficies primitivas o el punto de

contacto primitivo.

Figura 9.17 Comprobación de la ley de los engranes


9.7 Acción con deslizamiento de los dientes

Cuando un par de dientes hacen contacto en el punto de contacto primitivo, tienen por un

instante, contacto con rodamiento puro, ya que el punto de contacto es en ese momento un

centro instantáneo para los engranes. Por lo que se sigue que en cualquiera otra posición deben

de deslizarse uno sobre el otro, porque entonces se encuentran en otro punto que no es el centro

instantáneo. La velocidad del deslizamiento esta en proporción directa a la distancia desde el

centro instantáneo hasta el punto de contacto en el instante considerado. La velocidad máxima del

deslizamiento ocurre cuando justamente empieza o termina el contacto entre los dientes , estando

entonces el punto de contacto lo mas alejado del punto de contacto primitivo.

La magnitud de la velocidad de deslizamiento se puede determinar en cualquier instante

gráficamente.

En la Fig. 9.18 se ilustra un par de dientes conjugados haciendo contacto en el punto C.

La normal común sobre C es la línea XY, que pasa a través del punto de contacto primitivo. La

velocidad lineal de C, considerado como un punto sobre el engrane 2, se representa por el vector

CE perpendicular al radio CA. La velocidad de C, considerando como un punto sobre el engrane

3, se representa por el vector CD, perpendicular a CB. Los vectores CE y CD pueden resolverse

en componentes paralelas a XY de cada unos, deben tener la misma velocidad normal Vn, ya que

los dientes permanecen en contacto y aun no encajan uno dentro del otro. La diferencia

Figura 9.18 Acción en deslizamiento de los dientes de los engranes


algebraica de los componentes de velocidad perpendiculares XY, es decir, DE = FD-FE,

representa la relación de deslizamiento de una superficie sobre la otra o la velocidad de

deslizamiento. Una inspección a la figura mostrará que esta velocidad disminuye cuando el punto

de contacto se mueve hacia el punto P y aumenta cuando se mueve en la dirección opuesta.

9.8 Perfil del diente

Por lo general, es posible seleccionar los dientes de cualquier forma un engrane y después

proceder a construir los dientes para un segundo engrane, el cual será conjugado con el primero,

cumpliendo con las leyes fundamentales del engranaje. Si se selecciona la forma al azar, y se

construye un diente conjugado de la forma o perfil teóricamente correcto, no resultaría

necesariamente práctico el uso de tales dientes.

Haciendo a un lado el hecho, que la superficie de trabajo de los dientes de un engrane deben

cumplir con la ley fundamental, muchos otros requisitos han afectado la selección del perfil de

un diente para un engrane de proporciones normalizadas.

a) El diente debe de estar capacitado para ser producto con precisión y a bajo costo.

b) La forma o perfil debe tener buenas cualidades para resistir el desgaste. Las velocidades

reducidas para el resbalamiento y un acceso próximo a la superficie de contacto son dos

condiciones favorables. La última condición se obtienen cuando ambos dientes

correspondientes tienen un gran radio de curvatura. Las presiones sobre el diente se

distribuyen sobre un tramo ancho de la superficie cuando se emplea un gran radio de

curvatura. El resultado es una menor intensidad de presiones y menos desgaste.

c) Con el perfil del diente debe de conseguirse una buena “resistencia medular”. Durante el

servicio hay fuerzas que actúan sobre el flaco del diente que tienden a doblarlo como un

trabe. La resistencia medular es mayor en un diente pequeño con una sección ancha a lo

largo del fondo.

d) El arco de contacto debe de ser cuando menos igual al circulo primitivo; de otra manera

no habría un contacto continuo entre los engranes. Un arco de acción mayor de 1.4 veces

el círculo primitivo generalmente se considera como un buen diseño. Debajo de este

límite, resulta una acción muy ruidosa, a menos que los dientes sean cortados con mucha

rescisión.


e) Generalmente es aconsejable el intercambio de una seria de engranes del mismo paso, no

obstante esto no es necesario con muchos engranes que son del tipo “propósito

especifico”. La aplicación cicloide se utilizó ampliamente para perfiles de dientes, pero

ha sido enormemente reemplazada por la envolvente.

De las muchas formas posibles que puede tener un diente únicamente se han estandarizado la

forma cicloide y la involuta o evolvente. La cicloide se empleo inicialmente, ahora se ha

reemplazado con la involuta en la mayoría de las aplicaciones excepto en los relojes de pulso y

pared. La involuta tiene varias ventajas, siendo las más importantes su facilidad de fabricación y

el hecho de que la distancia entre los centros de dos engranes de involuta puede variar sin

cambiar la relación de velocidades. A continuación se describirán los detalles más importantes de

estos dos engranes.

9.9 Dientes cicloidales La cicloidal es una curva descrita por un punto sobre un círculo que rueda interiormente o

exteriormente sobre otro círculo.

El círculo que rueda es conocido como el círculo descriptivo, o ruleta y en la formación del perfil

del diento de un engrane, rueda interiormente y exteriormente sobre el círculo primitivo. El

rodamiento interno forma el flanco del diente; el externo forma la cara.

Figura 9.19 Perfil del diente cicloidal


En la Fig. 9.19, a y b, son círculo primitivos de los engranes; c y d son los círculos descriptivos o

ruleta. El circulo c rueda interioramente sobre a, el punto P sobre c describe la curva PB, la cual

forma el flanco del diente en la rueda superior. Entonces el círculo c rueda exteriormente sobre b

y el punto P sobre c traza la curva PC, la cual es la cara del diente sobre el engrane inferior. De la

misma manera, las curvas PD y PE se obtienen haciendo girar el círculo d interiormente sobre b y

exteriormente sobre a. Estas curvas forman, respectivamente, el flanco del engrane inferior y la

cara del superior. No necesitan ser los dos círculo descriptivos iguales, pero debe emplearse el

mismo círculo para obtener la cara de un diente y el flanco del otro que trabaja o corresponde

con él. En la práctica, para obtener intercambio de los engranes, se emplea a través de una serie

el mismo radio de los círculos descriptivos o ruletas.

Cuando el diámetro de la ruleta o círculo descriptivo es la mitad del diámetro de la superficie

primitiva del engrane, el flanco del diente se convierte en una línea recta radial (véase PB, Fig.

9.19) y el diente es un poco más angosto en la circunferencia de fondo. Si la ruleta o círculo

descriptivo se hace más grande el diente continúa estrechándose en la circunferencia de fondo y

le resta fuerza; también si el círculo descriptivo se fabrica lo suficientemente amplio, se hace

imposible cortar los dientes del engrane por medio de una fresadora, porque el espacio entre los

dientes se ensancha desde el círculo primitivo hasta la circunferencia de fondo.

Trayectoria de contacto

En la Fig. 9.20 un par de perfiles correspondientes de dientes del tipo cicloidal se ilustra en tres

posiciones: o sea a1b1 cuando justamente están haciendo contacto; a2b2, cuando hacen contacto en

el punto de contacto primitivo; y a3b3 cuando esta justo para romper el contacto.

La trayectoria del punto de contacto debe ser la cuerva CPD, la cual esta compuesta de las

secciones de la circunferencia de los dos círculos generativos con centros en L y M.

El punto C done empieza el contacto se encuentra localizado en la intersección del círculo

descriptivo superior con el circulo addendum o de la altura de la cabeza del diente del engranaje.

Mientras que D se encuentra en la intersección del círculo descriptivo interior con el circulo

addendum del piñón. Alargando los dientes mueve evidentemente los puntos CD apartándolos

mas y aumentado el periodo de contacto. Uniendo CP y dibujando PE perpendicular a la línea de

centros AB, localizándole ángulo de presión CPE para la posición de los engranajes en la cual C

es el punto de contacto. Este ángulo se disminuye cero cuando el punto de contacto se aproxima

a P y de allí en adelante se aumenta a otro máximo hasta D.


Por lo anterior la forma cicloidal del diente se caracteriza por un ángulo de presión variable, el

cual es cero cuando los dientes hacen contacto en el punto diametral.

Ángulos de acceso y receso

Refiriéndonos una vez mas a la Fig. 9.19 ya que a1a2, y a3 representan tres posiciones para el

mismo diente sobre el piñón, O1; P, O3 son tres posiciones de un punto sobre el diente y los

ángulos O1AP y PAO3 muestran los movimientos angulares correspondientes del piñón. Estos

ángulos son respectivamente, los ángulos de acceso y de receso del piñón.

Desde los puntos Q1PQ3, los ángulos Q1BP de acceso de acceso y PBQ3 de receso del engranaje

son localizados.

Los arcos de acción son los mismos para ambos, el engrane y el piñón, son iguales para O1O3.

para Q1Q3.

Figura 9.20 Trayectoria de contacto de dientes cicloidales


Ventajas de los engranes cicloidales

Aunque los engranes cicloidales han sido reemplazados en gran medida por los de involuta, el

perfil cicloidal tiene ciertas ventajas que vale la pena señalar. Estas se mencionan brevemente a

continuación.

Los engranes cicloidales no presentan interferencias, además de que un diente cicloidal

generalmente es más fuerte que uno de involuta debido a que tiene flancos extendidos en

comparación con los flancos radiales de un diente de involuta. Adicionalmente los dientes

cicloidales tienen menos deslizamiento, y en consecuencia, menos desgaste. Sin embargo, una

desventaja importante de los engranes cicloidales es el hecho de que para un par de engranes

cicloidales solamente hay una distancia entre centros teóricamente correcta para la que trasmiten

movimiento a una relación de velocidad angular constante. Otra desventaja es que aunque es

posible fresar un engrane cicloidal, la fresa no se fabrica tan fácilmente como en el caso de una

fresa de involuta debido a que los dientes cicloidales de cremallera no tienen lados rectos como

los dientes de involuta de cremallera. Debido a esta razón es posible construir dientes los

engranes de involuta con mayor exactitud y economía que los cicloidales.

Los engranes de involuta han reemplazado completamente a los engranes cicloidales para la

transmisión de potencia. No obstante, los engranes cicloidales se usan ampliamente en los relojes

de pulso y de pared y en determinados instrumentos en los casos en que los problemas de

interferencias y resistencia es de interés primordial. En los relojes, el tren de engranes desde la

fuente de poder al escape, aumenta su relación de velocidades angulares con el engrane moviendo

al piñón. En un reloj de pulso, este aumento puede llegar a ser hasta de 5000:1. En consecuencia

los engranes serán tan pequeños que para evitar usar dientes excesivamente pequeños es

necesario usar piñones (que son los engranes movidos en esta caso) que tengan apenas seis o siete

dientes. Además el perfil del diente de estos piñones deben poder actuar en 60º de rotación.

Debido a lo anterior se prefieren los dientes cicloidales sobre los engranes de involuta. El

problema de la distancia entre centros y de la relación de velocidades angulares no es importante

en este caso debido a que todo el tren, que es gobernado por un escape, queda en reposo y vuelve

a entrar en movimiento varias veces por segundo. En consecuencia, la operación del tren

involucra cambios tan grandes de momentum que el efecto de la forma del diente en este cambio

es despreciable.


9.10 Dientes evolventes o de involuta

En general, si tomamos una línea recta y la arrollamos sobre una curva de cualquier forma, un

punto sobre esta línea trazará una trayectoria conocida como la evolvente de la cuerva. Para casi

todos los engranajes con dientes evolventes, la evolvente se forma arrollando una línea recta

sobre un circulo. Las únicas excepciones son los engranajes que no tienen forma circular. Cuando

hablamos de una evolvente refiriéndonos a los engranajes, sin mas definición, queremos decir la

evolvente de un círculo. A este se le denomina comúnmente el círculo base de la evolvente o

involuta.

Desarrollo mecánico de las curvas evolventes o involutas

Un dispositivo, ilustrado en la Fig. 9.21 ilustra un método para el desarrollo conjugado de las

curvas evolventes. Una cuerda CD y C´D´ es arrollada alrededor de los dos discos circulares 2 y

3. El disco 2 tiene una placa transparente m adjunta a su cara, y 3 tienen una placa semejante n

sujeta a él. Si 2 gira, la cuerda que actúa como una banda moverá a 3 en el sentido opuesto. Un

punto R sobre la cuerda trazará entonces sobre la placa m una evolvente KL, y sobre la placa n

una evolvente MN.

Conservando 2 y 3 en una posición fija y entonces cortando la cuerda en R, las mismas curvas

podrán ser trazadas por las dos puntas cuando las partes sueltas son enrolladas sobre y

desenrolladas de los discos a los cuales se encuentran adjuntos.

Figura 9.21 Cuerdas evolventes o involutas


Considerando los métodos anteriores para obtener las curvas, se hacen evidentes dos factores: a)

que el punto de contacto siempre cae sobre la línea de la cuerda: es decir, sobre CD;

b) que, en vista de que la sección de la tangente de la cuerda siempre esta columpiándose con

referencia a un disco sobre un punto de tangencia con el disco en cuestión, el movimiento relativo

siempre es perpendicular a la línea de tangencia.

Por lo anterior CD es la normal común a las dos curvas todo el tiempo y cruza la línea de centros

en el punto fijo P. Además, la línea de acción hace un ángulo constante DPQ con la normal PQ a

la línea de centros de los discos y para el diámetro determinado del disco y la distancia centro, el

ángulo DPQ es el ángulo de presión.

En resumen, se ha comprobado que los perfiles evolventes:

a)conservan los requerimientos de la ley fundamental del engranaje.

b) tienen una trayectoria de contacto en línea recta.

c)tienen un ángulo de presión constante para una instalación determinada.

El punto P (Fig. 9.21), donde la línea CD intersecta la línea de centros, es el centro instantáneo

de las ruedas 2 y 3 por lo tanto la relación de velocidad angular ω2/ω3 es igual a PB/AP, y por

consiguiente P es el punto de contacto primitivo.

Cuando el punto de contacto primitivo P y el ángulo de presión son conocidos, se pueden

localizar los círculos bases ya que son tangentes a la línea CD, cuya posición es fija para estos

datos.

La acción del diente. En la Fig. 9.22 se ilustra un par de perfiles evolventes para un engranaje en

tres posiciones. Consideraremos que los engranes giran como queda indicado por las flechas en el

diagrama. En a1b1 los dientes empiezan justamente a hacer contacto; en a2b2 los dientes hacen

contacto en el punto de contacto primitivo y en a3b3 el contacto esta a punto de terminar.

El punto de contacto siempre debe coincidir durante todo el tiempo sobre la línea recta CD,

siendo esta línea la tangente común a los circulo base. El contacto empieza en F y termina en G.

En el círculo primitivo P1, P2, P,3, del engrane superior representan las posiciones

correspondientes de un punto en este engrane mientras que Q1P2Q3 son las tres posiciones

semejantes ocupadas por un punto en el engrane inferior. Ya que los círculos primitivos tienen

contacto con rodamiento puro, los arcos P1P2P3, Q1P2Q3 son de igual distancia. También por

definición, P1P2 es el arco de acceso y P2P3 el arco de receso para el engrane superior, mientras

que los arcos Q1P2 y P2Q3 tienen los mismos valores para el engrane inferior. Los ángulos de


acceso y receso para ese ultimo se encuentran uniendo P1 y P3 al centro del engrane superior

como se ha indicado en la figura; una construcción semejante localiza los ángulos de acceso y

receso perteneciente al engrane inferior. El ángulo de presión queda anotado en la figura.

Debe observarse que los puntos F y G, donde empiezan y termina el contacto, se localizan en

las intersecciones de los círculos addendum, o círculos e la altura de la cabeza del diente, con las

línea de presión CD. F y G se localizan entre los puntos C y D en esta figura, sin embargo con

otras proporciones de los dientes y otro número de dientes en los engranes, puede suceder que

cualquiera F o G, o ambas F y G caigan sobre la extensión de CD. Esto tiende a interferir con

los dientes.

Propiedades de la evolvente

Las curvas evolventes tienen una ventaja principal sobre las cicloidales y otras curvas que puedan

ser empleadas para generar perfiles de engranajes circulares: particularmente, que la distancia de

centro a centro puede ser alterada sin destruir la acción conjugada del diente o cambiar la

relación de velocidad angular. Es decir, un par de estas curvas cumplirá con la ley fundamental ,

no importando cual sea la distancia entre centro y centro. La comprobación de lo establecido se

puede observar con referencia a la Fig. 9.23. Cuando los centros de los engranes A y B son

apartados a una mayor distancia, la tangente común CD a los círculos base se inclinara a un

ángulo mayor con EF, por lo tanto se aumentará el ángulo de presión φ. Igual que antes, la

tangente común cruzará la línea de centros en un punto fijo, porque todavía estamos tratando con

Figura 9.22 Acción de dientes involutos

Ángulo de presión

contacto


el contacto de las curvas evolventes. Los radios primitivos AP y BP se agrandan, pero el radio de

BP a AP permanece sin ningún cambio al igual que los círculos base, que también permanecen

sin cambio alguno. No obstante con referencia a la figura,

AP = AC/ cos φ y BP = BD/ cos φ ahora ω2 = BP = BD/cosφ = BD ω3 AP AC/cosφ AC Pero BD/AC es independiente de la distancia de cetro a centro. La relación de velocidad, en

consecuencia, depende únicamente de los diámetros relativos de los círculos base, y no cambia

cuando la distancia de cetro a centro, es alterada.

Una segunda deducción se puede hacer de la Fig. 9.23 y esta es que un perfil evolvente no tienen

en si mismo ni círculo primitivo ni algún ángulo de presión en particular, pero tienen ambos a

estos en virtud de su localización con referencia a una segunda evolvente. De este modo si un

engranaje encaja con otros dos, puede tener dos círculos primitivos de diferentes diámetros, cada

uno correspondiente a un contacto. Algunas veces es posible fabricar formas perfeccionadas para

el diente haciendo uso de esta propiedad.

Figura 9.23 Alteración de distancia entre centros engranes evolventes


Una tercera deducción se puede establecer fácilmente derivando de la geometría de la Fig. 9.23 y

esta es que el diámetro del círculo base es igual al diámetro del círculo primitivo multiplicado

por el coseno del ángulo de presión.

En vista de que una cremallera puede considerarse como una parte de una rueda dentada con un

radio primitivo infinito, el círculo base para la evolvente de la cremallera también tendrá un radio

infinito y la evolvente en sí será una línea recta. Los dientes de una cremallera con el sistema

evolvente tendrán por esto unas superficies de trabajo rectas. La Fig. 9.24 ilustra un diente para

un cremallera de este tipo en el cual el ángulo entre el flanco del diente y la perpendicular a la

línea primitiva es igual al ángulo de presión.

Un ángulo de presión de 14.5° fue adoptado primeramente para los dientes de un engrane

evolvente. El seno de este ángulo es aproximadamente 0.25, lo cual simplifica el trabajo al trazar

los dientes. El mismo ángulo de presión continua empleándose extensivamente, en vista de que

comúnmente resultan formas para el diente muy satisfactorias. Ángulos mayores, hasta de 25°

son comunes particularmente cuando se requiere un número reducido de dientes.

Las siguientes conclusiones concernientes a la evolvente y su aplicación para los dientes de un

engrane se pueden resumir como sigue:

1.- La evolvente o involuta, se determina completamente por el diámetro de su círculo base.

2.-Una evolvente que se mueve alrededor del centro de su círculo base, imparte un movimiento

rotativo a una evolvente con la cual hace contacto, con una relación exacta de los diámetros de

sus respectivos círculos base.

3.-Una evolvente no tienen ángulo de presión hasta que se efectúe un contacto íntimo con otra

evolvente o un cremallera.

4.-El ángulo de presión se determina por la distancia centro y los diámetros del círculo base.

5.- Una vez establecido el ángulo de presión ese es constante para una distancia centro fija.

Figura 9.24 Diente evolvente para una cremallera


6.-Una evolvente no tienen diámetro primitivo hasta que se efectúe un contacto íntimo con otra

evolvente o una cremallera.

7.- El diámetro primitivo de una evolvente haciendo contacto con otra evolvente, se determina

por la distancia centro y la relación.

8.-El ángulo de presión de una evolvente que hace contacto con una cremallera, no cambia

cuando el centro del círculo base cambia de posición aproximándose o alejándose de la

cremallera.

9.- El diámetro primitivo de una evolvente haciendo contacto con una cremallera, no cambia

cuando el centro del círculo base cambia de posición aproximándose o alejándose de la

cremallera.

10.- La posición de la línea primitiva del engranaje de una evolvente y una cremallera, se

determina por la intersección de la línea de acción y de una línea que pasa a través del centro del

círculo base y perpendicular a la dirección de la carrera de la cremallera. El estudiante debe satisfacerse con referencia a la validez de lo establecido anteriormente y

comprenderlo totalmente, ya que forma la base para el diseño de un engranaje evolvente.

Ventajas prácticas. Se obtienen con el empleo de la evolvente y se pueden resumir como sigue:

(a) Los engranajes evolventes pueden emplearse con una pequeña falta de precisión inicial en

la distancia de centro a centro, o esta distancia puede cambiar como un resultado del

desgaste de los cojines, y el contacto de los dientes continúa cumpliendo con la ley

fundamental de las ruedas dentadas.

(b) Los engranajes evolventes pueden emplearse para aplicaciones tales como la transmisión

de las laminadoras en las fábricas de acero, donde la distancia de centro a centro cambia

constantemente.

(c) La superficie de trabajo de la evolvente de una cremallera es de la forma más simple

posible: un plano. Esto reduce a una mínimo la dificultad de producir dientes conjugados

con exactitud – lo cual es una ventaja de fabricación.

(d) Cuando los dientes son fabricados con el cortador de una fresa, el número necesario de

cortadores para cubrir una gama desde el piñón, más pequeño hasta una cremallera, es

menor que el necesario para los perfiles cicloidales. Esto se debe al ligero cambio en la

curvatura del diente cuando se aumente el número de dientes.


La principal desventaja de los dientes evolventes reside en el hecho que se obtienen interferencia

con los piñones que tienen un número reducido de dientes; esto se puede eliminar variando la

altura del addendum o altura de la cabeza y del dedendum o altura del pie, de los dientes

correspondientes.

9.11 Producción de ruedas dentadas

Es importante considerar la manera en que son producidos los dientes. Uno de los primeros

procesos fue el de colar en arena la rueda y los dientes. Este método se emplea todavía en los

engranajes de bajas velocidades y que quedan expuestos a la intemperie. Es seguro que las

superficies del diente se oxiden y se corroan, de tal forma que la falta de precisión inicial tienen

muy poco efecto en la acción.

El segundo método para elaborar las superficies es el de la fresadora, que desbasta o corta el

espacio entre los dientes. Una fresa que tiene un cortador de la misma forma que el espacio entre

los dientes, alimentada con una matriz o forma en blanco, (véase Fig. 9.25) y luego ésta es

alineada para el siguiente corte.

Un examen de las figuras de este capítulo que muestran engranajes con un número diferente de

dientes engranados, demuestra que la forma de los dientes cambia con el número de dientes del

engranaje, no obstante que el paso sea constante. Como un caso extremo, la cremallera evolvente

tienen los flancos del diente rectos. Esto es importante, ya que la fuerza del diente está en

función de su perfil. Puesto que la forma del diente cambia con el número de dientes en un

engrane, un cortador o fresa debe emplearse para cada tamaño de engrane, no obstante que el

Figura 9. 25 Cortador de la fresa


paso permanezca constante. En la realidad, los cortadores se emplean sobre una gama de

números de dientes. Un ejemplo típico de esto se da en la Tabla 9.1 para el sistema de un solo

diente. Cada cortador es el correcto para los números mas chicos del grupo y con un poco de

error para los números grandes. No obstante, los errores introducidos de esta forma pueden ser

parcialmente corregidos variando ligeramente la profundidad del corte sobre la forma en blanco.

Como es difícil obtener altas norma de precisión con los dientes cortados con la fresadora, este

tipo se emplea más satisfactoriamente cuando las cargas y las velocidades son moderadas.

TABLA 9.1

Cortadores de fresa para dientes compuestos. Norma del sistema de 14 ½º

Número del cortador Número de dientes Número del cortador Número de dientes

1 135 a la cremallera 5 21 a 22

1 ½ 80 a 134 5 ½ 21 a 22

2 55 a 79 6 17 a 18

2 ½ 42 a 54 6 ½ 15 a 16

3 35 a 41 7 14

3½ 30 a 34 7½ 13

4 26 a 29 8 12

4½ 23 a 25

Para precisión en engranajes de alta velocidad, el principio generativo es el que ahora se

emplea casi por completo. Si una cremallera o un engrane con dientes de un perfil deseado se

emplea como cortador, entonces es posible tallar los dientes sobre una matriz con la cual los

dientes estarán conjugados. El proceso por el cual los dientes son conformados sobre el

segundo engrane puede efectuarse como sigue: Supóngase que la forma en blanco o matriz de

la cual se va a cortar está hecho de un material plástico. El engrane y la forma se montan

sobre unas flechas y ruedan juntas de tal forma que sus superficies primitivas tengan la

misma velocidad lineal. Entonces los dientes “ se ruedan “ dentro de la superficie blanda de la

forma. Estos dientes tendrán el perfil correcto.


El proceso “ generativo “ para cortar dientes de un engrane, comúnmente empleado para

producciones comerciales, es llevado a cabo en una forma similar. Por ejemplo, en la matriz

“Fellows” para un engrane, la herramienta cortadora toma la forma de un engrane y se pasa

a través de la forma en blanco recíprocamente. (Véase la Fig. 9.26).

Entre los recorridos de la máquina herramienta, el cortador y la forma en blanco giran

ligeramente, y este movimiento relativo es equivalente al rodamiento de las superficies

primitivas.

Los dientes resultantes tendrán la misma forma que los obtenidos por el procedimiento de

rodarlos “ hacia adentro” descrito anteriormente, sin el requerimiento de emplear una forma

de plástico.

La herramienta cortadora del tipo de cremallera es muy satisfactoria en vista de que sus

flancos son rectos, y por lo anterior se puede fabricar fácilmente con exactitud, y también

rectificar con facilidad.

La ventaja sobresalientes del método generativo es que el mismo cortador se puede emplear

para conformar engranes con cualquier número de dientes, y con mayor precisión que en los

método en los cuales el perfil del diente debe de ser rectificados sobre el cortador. Si al

cortador se le da un movimiento recíproco a través de la forma en blanco, a cierto ángulo,

resultará un engrane helicoidal.

Figura 9.26 Generando un engrane con un cortador motriz dentado


9.12 Perfiles de dientes normalizados

En vista de los requerimientos de los perfiles para dientes de engranes, se han hecho patrones o

unificado diferentes tipos de dientes. Se tienen normas en sistemas americano y sistema métrico.

Como ejemplo, se presentan cuatro tipos de dientes normados por la Asociación Americana de

Normas (FPS) y por la Asociación Americana de Fabricantes de Engranes (AGMA). Estos son

conocidos como sigue:

a) Sistemas compuesto de 14 ½°

b) Sistema evolvente de profundidad completa a 14 ½°.

c) Sistema evolvente de profundidad completa a 20°.

d) Sistema de evolvente “despuntada” a 20°.

Las proporciones de los dientes para esos sistemas los muestra la tabla 9.2. Debe notarse que los

sistemas compuestos, de profundidad completa a 14 ½° y de profundidad completa a 20° tienen

todos los dientes a las mismas proporciones. Estas proporciones son exactamente las mismas que

las empleadas anteriormente en el sistema “Brown & Sharpe Standard”.

Tabla 9.2 Dientes normalizados


Cada uno de los cuatro sistema normalizados tienen dientes de engranes, los cuales estas

conjugados a una “cremallera básica”. Esta cremallera básica es, por lo anterior, la

normalización, patrón o forma de referencia en el desbastado o fresado de dientes sobre engranes

de cualquier tamaño.

Sistema compuesto a 14 ½°. Este sistema se desarrolla de los perfiles de dientes cicloidales que

hace tiempo se empleaban universalmente. Aproximadamente el tercio central del perfil tiene

una forma evolvente, mientras que el resto es de una naturaleza cicloidal. Estos dientes

generalmente se producen y se conforman con los cortadores de la fresa, no obstante también se

pueden hacer con la fresa matriz. A pesar de que posee algunas ventajas del sistema evolvente,

evita la interferencia y el sobrecorte en los engranes chicos los cuales son problemas

característicos del aquel sistema cuando se empleaban proporciones de dientes normalizados.

Sistema evolvente de la profundidad completa a 14 ½°. La cremallera básica de este sistema se

ilustra en la Fig. 9.27 Este sistema se emplea ampliamente para fabricar dientes de engrane, no

obstante la presente tendencia de normalizar sobre el sistema evolvente de profundidad completa

a 20°.

Hay interferencia cuando el número de dientes de engranes iguales es menor de 23 o cuando un

cremallera engrana con un piñón con menos de 32 dientes. Por lo anterior se hace necesario

sobrecortar cuando hay un número reducido de dientes, dando como resultado un arco de acción

poco satisfactorio. Por ejemplo con dos engranes de 12 dientes cada uno, el arco de contacto es

0.034 del paso circunferencial, un valor que no se puede emplear. El arco de acción deseado, es

decir, 1.4 veces el paso circunferencial, se obtienen con engranes que tienen 20, 21 o 22 dientes,

Figura 9.27

Cremallera evolvente

profundidad completa

a 14 ½°.


donde el valor exacto depende del número de dientes con el engrane que le hace pareja. Este tipo

de dientes es muy satisfactorio, en todo caso, cuando los números de dientes es grande.

Sistema evolvente de profundidad completa a 20°. La cremallera básica (Fig. 9.28) es la misma

del sistema de 14 ½°, exceptuando el ángulo de presión. El empleo de un ángulo de presión

mayor tiende a mejorar la acción del diente cuando el número de dientes es pequeño. Por

ejemplo, se puede obtener un arco de acción igual a 1.4 veces el paso circunferencial con

engranes iguales de 14 dientes. A este respecto, el tipo de dientes indicado da los mejores

resultados que cualquiera de los cuatro tipos normalizados, cuando se usa un número reducido de

dientes. Se emplea para dientes que se tallan con el sistema generativo. Sistema de evolvente “despuntada” a 20. la cremallera básica tiene un diente alrededor de 18

por ciento más chico que los sistemas de profundidad completa. Las dificultades con la

interferencia son mucho más reducidas, comparando con los otros dientes evolventes

normalizados. Por esta razón una cremallera con dientes “despuntados” engranará con un piñón

de 17 dientes sin ninguna interferencia. Un par de piñones de 12 dientes da un arco de acción

igual a 1.19 veces el paso circunferencial. Este es un valor que sí se puede emplear. De

cualquier forma, el arco de acción no aumenta rápidamente con el incremento del número de

dientes; una combinación 27-30 solamente tienen un valor de 1.35 veces el paso circunferencial.

Por esta razón se hace especialmente importante cortar con precisión si se quiere evitar una

acción ruidosa.

La Fig. 9.29 muestra una comparación gráfica de un dientes ”despuntado” a 20° con otro a

profundidad completa a 14 ½° con el mismo paso para engranes de igual tamaño. El diente más

chico con la base más amplia, característica peculiar del anterior, nos da un alta resistencia a

través del diente, lo cual explica la conveniencia de emplearlo donde esta sujeto a golpes fuertes.

Figura 9.28 Cremallera evolvente de profundidad completa a 20°.


No obstante que el diente “despuntado” a 20° fue diseñado originalmente para emplearse en las

transmisiones de los automóviles ha sido suplantado por el diente de profundidad completa a

20°. Los dientes a profundidad completa son mas largos y es por esto que tienen un arco de

acción mayor, y además mucho más número de dientes hacen contacto para soportar la carga. No

obstante que la resistencia a través de cada diente es menor, el mayor número de dientes en

acción permite sostener cargas mayores.

Figuran 9.29 Comparación de un diente “despuntado” a 20º con un diente a profundidad completa a 14 ½°


CUESTIONARIO

9.1 ¿Cuáles son las ventajas de una transmisión de engranajes sobre una rueda de fricción?

9.2 De la explicación de cada uno de los siguientes términos en su aplicación con las ruedas

dentadas. (a) circunferencia primitiva, (b) paso diferencial (c) "paso diametral", (d) punto

primitivo.

9.3 Dedúzcase la expresión para la relación entre el paso circunferencial y el "paso diametral"

para un engrane recto.

9.4 Defínanse los siguientes términos en su aplicación para los engranes rectos- (a) addendum,

(b) dedendum, (c) cara del diente, (d) flanco del diente, (e) espesor de la cara, (f) juego lateral.

9.5 ¿Cuál es la ley fundamental que gobierna el perfil de los dientes?

9.6 ¿Qué es (a) la tolerancia de los dientes de los engranes, (b) el arco de acción, (c) el ángulo de

acceso, (d) el ángulo de receso?

9.7 ¿Cuáles son las formas de las superficies primitivas para los siguientes tipos de engranajes:

(a) helicoidales, (b) engranes comunes, (c) Cónicos, (d) sinfín?

9.8 ¿Cuáles son los tres tipos comunes de engranajes empleados para conectar flechas paralelas?

Haga unos bocetos.

9.9 Cuando se cruzan los árboles, ¿cuáles son los dos tipos de engranajes que se usan para

conectarlos? Haga unos bosquejo.

9.10. ¿Cuáles son los dos tipos de engranajes que se usan para conectar lechas que ni son

paralelas ni se cruzan?

9.11 Delinear (a) un engrane recto, (b) un engrane helicoidal, (e) un engrane cónico recto, (d) un

engrane cónico en espiral.

9.12 Delinear (a) un engrane en ángulo (b) un sinfín.

9.13 ¿Cuáles son las formas geométricas de las superficies primitivas a) para un engrane recto b)

un engrane en ángulo c) un engrane cónico recto d) un engrane cónico en espiral?

9.14 Compruébese que en los engranajes conjugados, la normal a las superficies de los dientes

debe pasar por el punto de contacto primitivo.

9.15 ¿Por qué se emplean las curvas cicloidales y evolventes para los perfiles de los dientes de

los engranes? ¿Se podrían usar otras curvas?

9.16 ¿Qué es el círculo descriptivo en un engrane cicloidal?


9.17 ¿Qué es una evolvente? Muéstrese como trazar una evolvente cuando se conoce un punto

sobre la evolvente y el diámetro del círculo base.

9.18 ¿Cuál es la trayectoria de contacto de un par de engranes evolventes?

9.19 ¿Cuál es la relación que debe existir entre el arco de acción y el paso circunferencial?

9.20 ¿Qué es el ángulo de presión de un par de engranes evolventes? ¿Cambia este durante el

periodo de contacto de un par de dientes correspondientes

9.21 ¿Cuáles son las ventajas prácticas de los engranes evolventes sobre los cicloidales?

9.22 Un engrane con dientes evolventes normalizados a 14 ½° de profundidad completa, tiene un

diámetro primitivo de 6 pulg. (15.2 cm) y un "paso diametral" de 4. Calcule lo siguiente: (a) el

número de dientes, (b) el addendum, (c) la altura activa, (d) la tolerancia, (e) el diámetro del pie

del diente, (f) diámetro exterior, (g) diámetro del circulo base.

9.23 Igual que el problema 9.22; pero los dientes son del tipo "despuntado" normalizados por la

Asociación Americana de Fabricantes de Engranes (AGMA).

9.24 Igual al Probl. 9.22 exceptuando que el diámetro de engrane es de 4 pulg. (10.16 cm) y el

paso diametral es de 5.

9.25 Un engrane tiene 20 dientes con un paso circunferencial de 2 pulg. (5.08 cm), los dientes son

del tipo evolvente normalizado a 14 ½°. Calcule (a) el diámetro primitivo, (b) el addendum, (c) la

tolerancia, (d) la altura activa, (e) el diámetro del pie del diente, (f) el diámetro exterior, (g) el

diámetro del círculo base

9.26 Dos árboles están separados 10 pulg. (25.4 cms.) el uno del otro y deben de ser conectados

por engranes rectos de dientes exteriores; uno de los árboles gira a 400 rpm, y el otro a 600 rpm.

Encuéntrese los diámetros primitivos y el número de dientes si el "paso diametral" es 4. ¿Cuál es

d valor del paso circunferencial?

Resp. 12 pulg. (30.5 cm); 8 pulg. (20.3 cm); 48; 32; 0.7854 pulg (19.9492 mm)

9.27 A y B son dos engranes rectos que se corresponden. A tiene treinta dientes y un paso

diametral de 3 y B tienen un diámetro primitivo igual a 15 pulg. (38.1 cm). Los dientes son

evolventes del tipo normalizado a 14 ½°. Encuéntrese a) el número de dientes que tiene B. b) la

distancia entre los centros de la flechas c) el paso circunferencia d) el addendum e) el dedendum

f) el diámetro de pie del engrane A g) el diámetro exterior de A h) el diámetro del círculo base

del engrane A i) la relación de velocidad de A y B.


9.28 Un engrane recto A tiene 20 dientes de 2 pulgadas (5.08 cm) de paso circunferencial y

engrana con otro B que tiene 28 dientes. Localizar la distancia entre los centros de las flechas y la

relación de velocidad.

9.29 La flecha A soporta un engrane recto con dientes internos. Su diámetro primitivo es de 20

pulg. y el paso diametral es de 3. La flecha B soporta el engrane correlativo al de A con 12

dientes. Encuéntrese la distancia de centro a centro y la relación de velocidad de las flechas.

9.30 Un par de engranes que tienen dientes evolventes “despuntados” a 20° hacen contacto

interno. Las flechas se encuentran a 10 pulg. de centro a centro y la relación de velocidad angular

es de 3:1. El paso diametral es de 4. Encuéntrese a) los diámetros primitivos de los engranes b) en

número de dientes de cada engrane c) el addendum de cada engrane d) el dedendum de cada

engrane e) el diámetro del circulo base del piñón.

9.31 Un par de engranes rectos 2 y 3 tienen un contacto interno sobre el 3. El número de dientes

sobre 2 es de 20 y la relación de velocidad de 2 a 3 es de 5:2. La distancia entre centros es de 7.5

pulg. (19.05cm). Los dientes son de perfil evolvente a 14 ½°. Encuéntrese a) el número de

dientes en 3, b) el paso circunferencial de 2 y 3; c) el paso diametral; d) el diámetro exterior del

2; e) la altura total del diente.

CAPÍTULO 10

TRENES DE ENGRANES

10.1 Valor del tren

Un mecanismo que transmite movimiento desde una flecha motriz hasta una flecha accionada,

por mediación de dos o mas engranes se denomina un tren de engranaje. Los problemas

concernientes a los cálculos de las relaciones de velocidades de estos trenes se considerarán en

este capítulo.

El valor del tren se define como la relación de:

± Velocidad angular de la ultima rueda (accionada) Velocidad angular de la primera rueda (motriz)

Estas velocidades se miden en los trenes de engranaje ordinarios con referencia a la bancada fija

sobre la cual están motadas y soporta las flechas de los engranes.

El signo positivo de un valor del tren indica que la primera y última ruedas giran en el mismo

sentido; el signo negativo indica que giran en sentidos opuestos.

La ley general de los engranes mostró que las relaciones de velocidades se ajusta para cualquier

par de ruedas dentadas, ya sean engranes comunes, engranes helicoidales, engranes cónicos, etc.

Esta ley establece que la relación de velocidad de un par de engranes esta en relación inversa al

número de dientes. De esta manera el método para encontrar el valor del tren en términos del

numero de dientes es el mismo para todos los trenes de engranajes, no importando la variedad de

engranes que contengan.

10.2 Un tren de engranaje simple

Es uno en el cual no existen dos ruedas rígidamente ajustada a la misma flecha, para que giren a

la misma velocidad angular. La figura 10.1 muestra un tren de este tipo.

Aquí el movimiento se transmite de 2 hasta 5 a través de las ruedas 3 y 4. Por definición, el valor

del tren es ω51/ω21. Los círculos primitivos de los engranes giran juntos sin deslizamientos; de

esta forma la velocidad de la líneas primitiva es la misma para todos. Se deduce que la rueda 5, a

CINEMÁTICA DE LAS MÁQUINAS TRENES DE ENGRANES 211

través del contacto con la 4, girará a la misma velocidad de la línea primitiva como si estuviera

engranada con la 2.

Los tamaños de las ruedas intermedias 3 y 4 o el numero de dientes que contengan, no tienen

ningún efecto sobre el valor del tren. Por esta razón, 3 y 4 comúnmente se denomina “locas o

parásitas”. Esto en parte no esta bien dicho, en vista de que las ruedas trasmiten en la misma

forma en que lo hacen las ruedas 2 y 5.

Si quitáramos la rueda 4 del tren de engranaje y la 5 se moviera desde la 3, la rueda 5 tendría la

misma velocidad, pero en sentido opuesto. Por lo anterior, el número de las ruedas locas controla

el signo del valor el tren de engranaje.

En vista de lo anterior es evidente que el valor del tren para un tren de engranaje simple, es

igual a la relación inversa del número de engranajes de la Fig. 9.1,

V.T. = ω51 = N2 ω21 N5

donde N2 y N5 son el numero de dientes.

Inspeccionado, se observa que las ruedas 2 y 5 giran en sentidos opuestos , lo cual explica el

signo negativo. Substituyendo por el número de dientes indicado en la figura, obtenemos

ω51 = -30 = -2 ω21 45 3

La figura 10.2 muestra un tren de engranaje simple que contiene un engrane anular o interno 2, el

cual mueve una rueda loca 3 que a su vez mueve la rueda 4.

Figura 10.1 Tren de engranes simple

Figura 10.2 Tren de engrane simple con engrane anular


La relación del tren es: ω41 = -100= -2 ½ ω21 40

Empleamos el signo negativo, ya que la rueda motriz gira en sentido de las manecillas del reloj,

cuando la rueda accionada gira en sentido contrario a las manecillas el reloj.

10.3 Un tren de engranaje compuesto

Es aquel en el cual, cuando menos un par de ruedas se encuentran rígidamente fijas a la misma

flecha para que las dos giren a la misma velocidad angular. Uno de estos trenes se muestran en la

fig. 10.3.

En este tren la transmisión es a través de 2, 3, 4, 5, en ese orden y las ruedas 3 y 4 se encuentra

montadas sobre la misma flecha. Para localizar la relación del tren proseguimos como sigue:

Considerando las ruedas 2 y 3,

ω31 =N2 ω21 N3

También considerando las ruedas 4 y 5,

ω51= N4 ω41 N5

Multiplicando las ecuaciones A y B obtenemos

ω31 ω51 = N2 N4 ω21 ω41 N3 N5

pero ω31=ω41 en vista de que estas ruedas están motadas sobre la misma flecha. Por esto ω51 = N2 N4 ω21 N3 N5

Figura 10.3 Tren de engrane compuesto


Si denominamos a la primera rueda de cada par de engranes la motriz y a la segunda rueda la

accionada, podemos escribir:

Valor del tren = ± El producto del numero de dientes de las motrices El producto del numero de dientes de las accionadas El signo como dijimos anteriormente, depende de si la rotación del extremo accionada del tren es

el mismo o si es opuesto al extremo motriz. Los trenes de engranajes compuestos comúnmente

se emplean cuando la reducción de velocidad es grande.

En casos como tales, un tren de engranaje simple con la misma relación de velocidad, podría

requerir el uso de un engranaje muy grande.

10.3.1 Trenes de engranaje recurrentes compuestos

Se dice que un tren de engranaje es recurrente cuando la primera y última rueda son coaxiales.

Los trenes de engranajes en las transmisiones de los automóviles que se usan para “primera” , “

segunda” o “ reversa” son de este tipo. La primera y última rueda son coaxiales de tal forma que

se pueden acolar conjuntamente cuando el automóvil esta en “ tercera “. Los engranes de un torno

forma parte de un tren de engranaje recurrente. En la Fig. 10.4 se muestra un tren recurrente de 4

engranes comunes, 3 y 4 se encuentran fijos a la misma flecha.

La distancia entre centro y centro de las flechas en R2+ R3 = R4 + R5.

Si todas las ruedas tienen dientes del mismo paso o módulo, el numero de dientes es

proporcional a sus radios primitivos. Por esto, si R2 = C X N2 entonces R3 = C X N3 , R4 = C X

Figura 10.4 Tren de engrane recurrentes


N4, R5 = C X N5, donde C es constante. Sustituyendo estos valores en la ecuación arriba

mencionada obtenemos

N2 + N3 = N4 + N5

EJEMPLO: En la Fig. 10.4 se muestra un tren de 4 engranes recurrentes, con un valor del tren de

1/6. La rueda 2 tiene 20 dientes; la rueda 3, 40 dientes. Encontrar el numero de dientes para las

ruedas 4 y 5 considerando que el paso de los dientes es el mismo para todas las ruedas.

El valor del tren es

Por lo tanto:

También:

Las ecuaciones A y B solucionan N4 y N5. Por consiguiente encontramos que N4 = 15 y N5 = 45.

Transmisión del automóvil. La figura 10.5 ilustra un tipo común de transmisión para un

automóvil que ofrece tres velocidades: avance, neutral y reversa. El miembro mas importante

consiste en la flecha motriz A y la flecha accionada B, los engranes F, G, H, L están rígidamente

conectados uno otro y giran sobre una flecha lateral. La ilustración muestra la transmisión en su

posición neutra. Los engranes C y F siempre se encuentran engranados, para que la unidad F, G,

H, I siempre este en movimiento.

El sistema de engranaje se controla por la palanca M que acciona los engranes D o E hacia la

derecha o hacia la izquierda según se desee la transmisión trabaja como sigue:

(a)Tercera velocidad (transmisión directa). El engrane D se mueve hacia la izquierda, los dientes

internos de D engranan con C. Las flechas A y B giran ahora a la misma velocidad.

(b)Segunda velocidad. El engrane D se corre hacia la derecha, engranando con G. El tren de

engranaje recurrente D, F, G, D, ocasiona que B gire el mimo sentido que A, pero a una

velocidad reducida.

(A)

(B)


c) Primera velocidad. Se mueve el engrane E, hacia la izquierda para que engrane con H. El tren

de engranaje C, F, H, E mueve a B en el mismo sentido que A, pero con una reducción de

velocidad de un valor mas grande que en la posición de la segunda velocidad, debido a la

reducción en la relación del numero de dientes, NH:NE comparado con NG:ND.

(d) Reversa. El engrane E se mueve hacia la derecha engranando con una rueda loca situada

detrás del plano de la lección y que engrana con L. Esta rueda loca no esta indicada en la figura.

El movimiento ahora se transmite a través de G, F, L hacia la rueda loca y a través de ella hasta

E, ocasionando que B gire en un sentido opuesto al de A.

10.4 Trenes de engranes epicicloidales o planetarios

En los trenes de engranajes comunes discutidos anteriormente, las ruedas giran con referencia a

ejes fijos. El marco soporta las ruedas y forma el eslabón fijo en el mecanismo. Por otro lado, en

un tren de engranaje epicicloidal, los ejes de algunas de las ruedas se encuentran en movimiento,

y uno de los engranes generalmente se convierte en el eslabón fijo. Un tren de engranaje común

y corriente se puede convertir en un tren epicicloidal fijando una de las ruedas, y ocasionando que

gire el marco que soporta los ejes de las ruedas. El tren de engranaje epicicloidal de la Fig. 10.6

Figura 10.5 Transmisión por engranajes deslizables de un automóvil


tiene una rueda 1 estacionaria, y el marco 3 gira alrededor del perno en A con el resultado de que

2 gira alrededor sobre 1.

Lo que frecuentemente deseamos saber sobre un tren epicicloidal, es la relación entre velocidad

angular de las ruedas movidas y la velocidad angular del marco que soporta los ejes de las ruedas.

En la fig. 10.6 esta es ω21/ω31 midiéndose las dos velocidades con respecto a la rueda fija. Esta

cantidad podemos denominarla el valor epicicloidal, consideraremos un método para calcularlo.

Método general para calcular las relaciones de velocidad de trenes de engranajes epicicloidales

(que también se puede emplear cuando ningún miembro se sostiene fijo), se describe a

continuación, consistiendo de tres pasos.

1.-Todo el tren de engranaje se encuentra enclavado para que no haya movimiento relativo de

las partes, y luego se gira una revolución en el sentido de las manecillas del reloj, Como

resultado, cada miembro del tren girará un revolución en el sentido de las manecillas del reloj.

Esto se puede aclarar si giramos lentamente este libro una revolución, y notamos que cada

miembro en la ilustración del tren hace una revolución con referencia a su propio eje.

2.-El tren epicicloidal se convierte ahora en un tren ordinario si enclavamos el marco sobre el

cual se encuentran montados los engranes, y al mismo tiempo liberamos el engrane fijo. El

engrane que anteriormente era fijo se gira ahora una revolución en sentido contrario a las

manecillas del reloj, y el numero de vueltas que efectúan los miembro se apunta en una

tabulación.

3.- El resultado neto de las operación anteriores se debe localizar sumando algebraicamente el

número de revolución s que hace cada miembro del tren. El movimiento resultante del engranaje

“fijo” siempre es cero; por esto, los desplazamientos angulares de los otros engranes son iguales

como si el tren hubiese permanecido epicicloidal. De estos desplazamientos angulares se puede

calcular la relación de velocidad del tren.

Figura 10.6 Tren de engranes epicicloidal


Ejemplo 1.-Aplicando los métodos antes mencionado al ten de engranaje epicicloidal de la Fig.

10.7 Obtenemos: (1) el tren es enclavado y todo el mecanismo se gira una revolución en el

sentido de las manecillas del reloj, (2) el brazo 4 se traba y el engrane 1 gira una vuelta en sentido

contrario al de las manecillas el reloj, o sea en dirección negativa, y el número de vueltas de los

otros engranes se anota en la tabulación; (3) el movimiento resultante de los miembros

concernientes se encuentran sumando algebraicamente los valores obtenidos en la tabulación

para los pasos 1 y 2.

Esto se ilustra en la tabla 10.1. Entonces, mientras el brazo 4 hace +1 vuelta, el engrane 3 hace

+5 vueltas, y la relación ω31/ω41 es igual a +5.

Tablas 10.1

Giros

Pasos 1 2 3 4

1 +1 +1 +1 +1

2 - 1 ..... +4 0

3 0 .... +5 +1

Ejemplo 2. En las Figuras 10.8 y 10.9 se ilustra un tren epicicloidal compuesto, en el cual el

brazo 6, que soporta los engranes 3 y 4, no es el eslabón motriz ni el accionado. El motriz 2

engrana con la rueda 3, que a su vez engrana con la rueda angular estacionaria 1. Los engranes 3

y 4 se encuentran fijos a la flecha que esta sostenida por el brazo 6, el cual se encuentra libre

para girar sobre la flecha A. El engrane 4 se encuentra engranado con la rueda angular 5, la cual

esta enclavada a la flecha movida B.

El primer paso para localizar la relación del tren es el de solidarizar el tren y girar todo el

mecanismo una vuelta en dirección positiva (en sentido de las manecillas del reloj). El segundo

Figura 10.7

1-240


es el de trabar el brazo 6, gira la rueda fija 1, una revulsión en dirección negativa (en sentido

contrario de las manecillas del reloj), y tabular los giros efectuados por los otros engranes.

El tercer paso es el de sumar algebraicamente los movimientos obtenidos en los pasos tomados

anteriormente para localizar el movimientos resultante. Esto se efectúa en la tabla número 10.2.

Tabla 10.2

Giros

Pasos 1 2 3 4 5 6

1 +1 +1 +1 +1 +1 +1

2 - 1 +57 27

- 57 15

- 57 15

- 57 x 12 15 54

0

3 0 +28 9

.... .... + 7 45

+1

Por esto, mientras el engrane 2 hace +28/9 vueltas, el engranaje 5 hace +7/45 vueltas. La relación de velocidad ω51/ω21= 7/45 = +1/20.

28/9 De ahí que mientras la flecha A hace 20 vueltas la flecha B gira 1 vez la misma dirección.

Ejemplo 3. La Fig. 10.10 muestra el arreglo para un tren epicicloidal compuesto recurrente, que

da una gran reducción de velocidad desde la flecha motriz A hasta la flecha C. La flecha A

mueve el brazo 5, que soporta la flecha B a la cual se encuentran enclavados las ruedas

dentadas 2 y 3. La rueda 1 es solidaria. Por lo anterior la rotación A ocasiona que 2 gire sobre 1;

mientras que 3 mueve a 4, el cual se encuentra enclavado a la flecha movida C.



Supongamos que el numero de dientes del los engranes son 1-60 dientes 2-61 dientes, 3-60

dientes, 4-61 dientes. La flecha gira 100 rpm. En sentido de las manecillas del reloj. Localizar la

velocidad y la dirección de la rotación de la flecha C.

Siguiendo el procedimiento usual, primeramente giramos todo el tren 1 vueltas en sentido de las

manecillas del reloj (+1). Entonces sostenemos el brazo fijo 5, giramos el engrane fijo 1, una

vuelta en dirección opuesta y encontramos el numero de vueltas efectuado por los otros

engranes, como lo muestra el paso 2 de la tabla. Finalmente, el movimiento resultante se obtiene

en el paso 3 sumando los pasos 1 y 2 algebraicamente, como lo muestra la tabla 10.3.

Tabla 10.3

Giros

Pasos 1 2 3 4 5

1 +1 +1 +1 +1 +1

2 - 1 + 60 61

+ 60 61

- 60 x 60 61 61

0

3 0 .... .... + 121 3721

+1

De esta se puede observar que , si la flecha A hace 100 rpm en sentido de las manecillas del reloj,

C hace 100(121/3721) = 3.25 rpm en la misma dirección.

Este caso ilustra el método por el cual se puede obtener una gran reducción de velocidad

empleando un tren epicicloidal, usando engranes que son mas o menos del mismo tamaño. El

tren puede ser de forma compacta.

Figura 10.10


Seria instructivo investigar un poco mas este ejemplo cambiando los dos pares de engranes.

Entonces el número de dientes en los engranes será: 1-61 dientes, 2-60 dientes, 3-61 dientes, 4-60

dientes. La flecha A gira otra vez 100 rpm en sentido de las manecillas del reloj, y se requiere

encontrar la velocidad y dirección del giro de la flecha C.

El procedimiento es exactamente el mismo que el anterior y se sumariza en la tabla 10.4.

Tabla 10.4

Giros

Pasos 1 2 3 4 5

1 +1 +1 +1 +1 +1

2 - 1 + 61 60

+ 61 60

- 61 x 61 60 60

0

3 0 .... .... - 121 3600

+1

De esta se puede observar que, si la flecha A gira a 100 rpm en sentido de las manecillas del

reloj, la flecha C gira 100(121/3600) = 3.36 rpm en dirección opuesta.

Por lo anterior, simplemente cambiando los 2 juegos de engranes, es suficiente para ocasionar

que la dirección del giro de la flecha movida se invierta permaneciendo el tamaño del tren y

longitud del brazo 5 sin alteraciones.

10.4.1 Trenes epicicloidales que no tienen un engrane fijo

Ocasionalmente se podrá emplear un tren de engranaje epicicloidal cuando ningún engrane se

retiene fijo. El ejemplo más común de este caso es el diferencial de un automóvil cuando este se

encuentra dando una vuelta; esto será considerado posteriormente.

El procedimiento en problemas de este tipo es similar al método esbozado anteriormente,

exceptuando que en primer paso, en vez de que el tren solidario gire una revolución, este girará

tantas revoluciones como las que el brazo efectúe por unidad de tiempo; y en el segundo paso,

donde el brazo es enclavado, el engrane cuya velocidad absoluta es conocida, debe girar en la

dirección indica el número de veces tal, que sumando las vueltas de todo el tren en el primer

paso dé el total algebraico correcto. Posiblemente esto podrá ilustrarse mejor mediante un

ejemplo.


Ejemplo 1.- En la fig 10.11 la flecha A gira 100 rpm en sentido de las manecillas del reloj,

moviendo un tren de engranaje epicicloidal, engranando la rueda 2 con la 3 y la 4 con la 5. Debe

tomarse en cuanta que los engranes 2 y 4 sobre la flecha A no forman parte del tren epicicloidal,

sino que solamente lo mueven. El número de dientes de cada engrane se muestra en la figura. Se

desea conocer la dirección del giro y la velocidad de la flecha B.

La velocidad del engrane 3, o del brazo 7 el cual esta fijo a 3, es 100 X 40/20 = -200 rpm. La

velocidad del engrane 5 es 100 X 20/40 = -50 rpm. La tabla 10.5 debe establecerse ahora para

hacer la lista de los engranes en el tren epicicloidal.

Tabla 10.5

Giros

Pasos 3 o 7 5 6 8 9

1 - 200 - 200 - 200 - 200 - 200

2 0 + 150

- 150 x 40 50

- 150 x 40 50

- 150 x 40 x 15 50 75

3 - 200 - 50 - 320 - 320 - 176

Para el paso 1 todo el tren gira a 200 revoluciones en sentido contrario de las manecillas del reloj,

la cual es la velocidad y el sentido de rotación del brazo 7. Para el paso 2 el brazo 7 se mantiene

fijo y el engrane 5 gira un número de vueltas en la dirección apropiada para que su movimiento

Figura 10.11


resultante sea el que realmente ocurre, o sea –50 rpm. Evidentemente el valor requerido es +150

rpm. Con el brazo 7 fijo, y girando el engrane 5 a +150 revoluciones, las revolución de los otros

engranes se pueden localizar y apuntar. En el paso 3, se calcula el movimiento resultante

mediante una suma algebraica y se encuentra que el engrane 9, o sea la flecha B, gira –176 rpm,

esto es, en sentido contrario a las manecillas del reloj.

Ejemplo 2. La fig. 10.12 muestra el diagrama esquemático de un diferencial de automóvil. La

potencia se recibe a través de la flecha motriz desde el motor por medio de la transmisión y es

retransmitida a través de los engranes cónicos 2 y 3. Sobre el engrane 3 se encuentran unos

pernos que soportan los engranes cónicos y 4 y 4´ los cuales engranan con las ruedas 5 y 6. Los

engranes 5 y 6 se encuentran enclavados a los ejes a los cuales también se encuentran fijas las

ruedas.

Cuando el automóvil esta viajando sobre un camino recto, el diferencial gira “punta sobre

punta” esto es, no hay movimiento relativo entre los engranes 4 o 4´ y los engranes 5 y 6 . De

cualquier forma, cuando el automóvil recorre una curva una rueda y su eje debe correr más

despacio y la otra mas aprisa para prevenir el deslizamiento de la llanta sobre el camino. Esto

ocasiona un movimiento relativo de los piñones en el tren epicicloidal del cual 3 es el brazo,

y los otros engranes son 4 o 4´, 5 y 6 . Suponiendo que en un camino recto cada eje gira a

100 rpm, pero en una curva la velocidad de la rueda derecha se reduce a 50 rpm. ¿cuál será la

velocidad del eje izquierdo, tomando en cuanta que la velocidad de la flecha motriz

permanece sin cambio?

Siguiendo el método descrito anteriormente (véase tabla 10.6), sabemos que la velocidad de

la corona o brazo 3 es +100 rpm. Por consiguiente, en el paso 1 giramos el tren + 100

revoluciones. En el paso 2 la corona o brazo 3, se mantiene fijo y el piñón 6 se gira un

Figura 10.12


numero de vueltas en la dirección adecuada para que su movimiento resultante sea el que

realmente ocurre, o sea +50 rpm. Este valor es –50 vueltas manteniendo la corona 3 fija y

girando el piñón 6, -50 vueltas; aparentemente el piñón 5 girará + 50 vueltas. Esto es cierto

en vista de que los piñones 5 y 6 son del mismo tamaño y los piñones 4 y 4´ actúan

simplemente como intermedios o locos. Después de anotar los valores en la tabla, se

encuentra el movimiento resultante en el paso 3.

Tablas 10.6

Giros

Pasos 3 5 6

1 +100 +100 +100

2 0 +50 - 50

3 +100 +150 +50

Debe observarse que la velocidad de una rueda se incrementa la misma cantidad que la otra se

reduce. Si la parte posterior se levanta y una de las ruedas se mantiene fija, la otra girara el doble.

Esta situación ocurre frecuentemente en el invierno, cuando una rueda del automóvil reposa sobre

el hielo el cual tiene un bajo coeficiente de fricción y la otra reposa sobre el camino seco que

tiene un alto coeficiente de fricción. En estos casos el automóvil debe empujarse para que salga

de esta condición antes de poder conducirlo normalmente.

10.5 Aplicaciones de trenes de engranaje epicicloidales

No obstante que los trenes de engranajes epicicloidales tienen la particularidad de ser ruidosos, se

amplían en diferenciales de automóvil, en motores eléctricos con reductor integral de engranes,

polipastos ( Fig. 10.13) y alguno reductores de velocidad (Fig.10.14)

La fig. 10.13 muestra una aplicación de un tren de engranaje epicicloidal compuesto recurrente,

en un polipasto. El aparato se opera por medio de una cadena manual a la derecha, al cual

accionada la estrella, esta tienen un diámetro relativamente grande. La estrella esta conectada a

una flecha que transmite el movimiento al tren de engranaje en la izquierda. Este tren es

epicicloidal y contienen un engrane interno fijo; además tiene como miembro accionado un

bastidor que soporta los pequeños piñones giratorios. Este bastidor se encuentra unido


sólidamente a una camisa, la cual también sostiene la estrella que acciona la cadena donde esta

montado la grúa en el centro del polipasto. Un embrague automático en el lado derecho de la

caja sostiene la carga hasta que la cadena manual es jalada hacia abajo.

Haciendo una elección apropiada del diámetro de la estrella y del tamaño de los engranes, se

puede diseñar el aparato con cualquier relación de velocidad deseada para la grúa y la cadena

manual. Si no consideramos las pérdidas por fricción , la relación de la tracción de la cadena de

carga a la tracción de la cadena manual, es la recíproca de su relación de velocidad, en vista de

que el trabajo efectuado por ambos es el mismos.

Cuando se requiere una reducción en la relación de revoluciones entre el elemento motriz o y el

accionado de una máquina, por ejemplo, cuando se emplea un motor eléctrico para mover una

máquina a baja velocidad, comúnmente se usa un reductor de velocidad del tipo epicicloidal,

parecido al mostrado en la Fig. 10.14, como sustituto para bandas, cadenas, o engranes expuestos.

Un engrane interno o anular es el miembro fijo.

Figura 10.14 Reductor de velocidad con tren de engranes epicicloidales

Figura 10.13 Polipasto de engranes


CUESTIONARIO

10.1 Defínase los siguientes términos en su aplicación a los trenes de engranajes a)valor del tren ,

b)tren de engranaje simple, c) tren de engranaje compuesto d)tren de engranaje recurrente.

10.2 Un tren de engrane se compone de un engrane recto interno o anular 2 y de un engrane 3

con el cual hace contacto. Las dos ruedas dentadas giran sobre centros fijos que se encuentran a

6 plg. (15.24 cm) el uno del otro. El engrane 2 gira a 30 rpm y el 3 a 120 rpm. Localícense a) el

diámetro primitivo para los dos engranes b) el numero de dientes de ambos si el paso diámetro al

es 4.

Resp. a) 16 plg. (40.64 cm) 4 pulg. (10.16 cm) b)64, 16.

10.3 Calcúlese el valor del tren del siguiente tren de engranajes:

15 dientes 20dientes 30 dientes 45 dientes

10.4 Calcúlese el valor del tren del siguiente tren

30 dientes 75 dientes – 10 pulg.(25.4 cm) diámetro primitivo 12 pulg. (30.48 cm) diámetro primitivo -50 dientes 60 dientes Resp: 5/18

10.5 Calcúlese el valor del tren del siguiente tren de engranajes:

10 dientes, engrane recto 30 dientes, engrane recto- 40 dientes, engrane recto 120 dientes, engrane recto-sinfín de un hilo 40 dientes, rueda serpentina

10.6 Un tren de engranaje recurrente compuesto de cuatro ruedas dentadas 2, 3, 4, 5, tiene un

valor del tren de 1:4 ½ , siendo todos los dientes de los engranes del mismo paso. 2 tiene 40

dientes, 3 tiene 60 dientes. Encontrar el número de dientes de 4 y 5. Si el paso diametral es 3,

encuéntrese la distancia entre los centros de las flechas.

Resp. N4 = 25; N5 = 75; 16.667 pulg.. (42.23cm)

10.7 El tren de engranaje posterior de un torno esta compuesto como sigue: el engrane 2 con 16

dientes en el mismo perno con la polea cónica mueve el 3 con 72 dientes. La rueda dentada 4 esta

conectada rígidamente con la 3 y mueve la 5, la cual esta conectada con el husillo de la máquina.

El valor del tren es 1:13 ½ encuéntrese el numero de dientes de 4 y 5.


10.8 Determínese el número de dientes para los cuatro engranes helicoidales de un tren de

engranaje recurrente compuesto, si todos los dientes tienen un “diametral pitch” igual a 12, la

distancia entre los ejes centrales de la flecha es de 2 ½ pulg. (6.35cm) y el valor del tren es 1:6.

10.9 Se desea conectar dos árboles paralelos cuyos ejes centrales se encuentran a 6 pulg. (15.24

cm) de separación con un par de engranes rectos. El paso diametral debe ser alguno de los que se

muestran en la Fig. 9.16. Determinar el número de dientes en cada engrane obteniendo un valor

del tren de 5:1 Especifique el paso diametral empleado. ¿cuáles otros factores probablemente

tendrán que considerarse al hacer la selección final del número de dientes empleados?

10.10 Un tren de engranaje compuesto de reducción triple, se emplea para reducir la velocidad de

una flecha motriz desde 1250 rpm hasta 10 rpm en pasos iguales. Si la distancia entre los ejes de

las flechas es 12 plg (30.48 cm) sucesivamente, y el número de dientes en cada engrane motriz es

de 28 dientes, determínese el paso diametral de los dientes de los engranes.

10.11 Cuando un automóvil queda en el engrane intermedio, el tren de engranaje en actividad se

compone de los siguientes dientes, siendo el primero el que esta directamente conectado con el

motor:

24 dientes 41 dientes- 34dientes 31 dientes-11dientes, piñón cónico 56 dientes, engrane cónico.

a) Encuéntrese la relación entre la velocidad del eje posterior y la velocidad del motor.

b) Si las ruedas tienen 30 pulg. (76.2 cm) de diámetro, calcular la velocidad del motor

correspondiente a una velocidad del carro de 20 millas por hora (32.2 k/h)

Resp. a) 1:7.93 b) 1775 rpm

10.12 En la transmisión de automóvil ilustrada en la Fig. 10.5 calcúlese las cuatro posibles

relación de velocidad de la flecha B a la A cuando los números de dientes de los engranes son

como sigue:

C-22, F-39, G-32, D-29, E-38, H-23, L-18

10.13 ¿Qué es un tren de engranaje epicicloidal? ¿Cómo puede convertirse un tren de engranaje

ordinario en epicicloidal?

10.14 Un tren epicicloidal consiste de un tren de engranaje simple de dos ruedas dentadas 1 y 2

las cuales están soportadas por el bastidor 3. La rueda 1 esta fija: la rueda 2 gira en sentido


contrario a las manecillas del reloj a 100 rpm. La rueda 1 tiene 60 dientes, 2-180 dientes.

Calcúlese la velocidad y la dirección del movimiento del bastidor 3.

10.15 Un engrane epicicloidal consiste de un simple tren de engranes dos ruedas 1 y 2 colocadas

en una estructura 3, la rueda 1 esta fija; la 2 da vueltas en sentido contrario a las manecillas del

reloj a 100 revoluciones por minuto. La rueda 1 tiene 40 dientes, 2-50 dientes. Encontrar la

velocidad y dirección del movimiento de 3.

Resp. 55.56 rpm en el sentido contrario a las manecillas del reloj.

10.16 El orden de los engranes de un tren epicicloidal recurrente es 1, 2, 3,4. El brazo 5 pivotea

alrededor del centro de 1 y soporta las ruedas 2 y 3 las cuales se encuentran fijas sobre los

extremos del mismo perno. La rueda 1 tiene 30 dientes, 2-50, 3—20, 4-60. El brazo 5 es movido

a 150 rpm. Calcúlese la velocidad de 4 cuando 1 esta fijo.

Resp. 120 rpm

10.17 Un tren epicicloidal esta compuesto de un engrane anular fijo 1, con 1510 dientes.

Engranando con 1 se encuentra la rueda 2 la cual mueve a la 4 a través de la rueda loca 3. La 4 es

concéntrica con la 1. Las ruedas 2 y 3 se sostiene sobre un brazo, el cual gira en el sentido de las

manecillas del reloj a 100 rpm. La rueda 2 tiene 25 dientes, 3-30 dientes 4-40 dientes. Calcúlese

la velocidad y el sentido de rotación de 4.

10.18 Un tren epicicloidal contienen una rueda anular fija 1, con 200 dientes. Engranando con 1

se encuentra la rueda 2 con 90 dientes, la cual mueve a la 3 con 20 dientes. La rueda 3 es

concéntrica con la 1. La rueda 2 se sostiene sobre un brazo 4, el cual gira sobre el eje de 1. La

rueda 3 es la motriz, y gira a 100 rpm en el sentido de las manecillas del reloj. Encuéntrese la

velocidad del brazo 4.

10.19 El tren epicicloidal empleado en un polipasto se muestra esquemáticamente en la Fig.

P10.19. La estrella para la cadena manual es de 12 pulg. (30.48 cm) de diámetro y la estrella de la

cadena para la carga es de 6 pulg. (15.24 cm) de diámetro. El engrane 1 se encuentra fijo al perno

de la estrella de la cadena manual. Los engranes 3 y 3´ pivotean sobre brazos que se encuentran

adjuntos a la estrella de la cadena de carga. La rueda anular 1 se encuentra estacionaria. El

numero de dientes esta indicado en la figura. Calcúlese a) la relación de velocidad de las cadenas,

b) la carga que puede elevarse si tiramos de la cadena manual con una fuerza de 100 libras

(415.359 kg) ( sin considerar pérdidas por fricción)

Resp. a) 1:13.3 b) 1333 lb. (60.464 kg)


10.20 Efectúese el cálculo de la relación de velocidad del tren epicicloidal ilustrado en la figura

10.14.

10.21 Encuéntrese la relación de velocidad obtenida por el uso del tren de engranaje mostrado en

la Fig. P10.21

10.22 Determínese la relación en la cual el peso W es alzado por el uso del tren de engranaje

mostrado en la fig P10.22.

Figura P10.19

Figura P10.21 Figura P10.22

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BIBLIOGRAFÍA

Calero, Pérez Roque; Carta, González José Antonio. (1999). Fundamentos de mecanismos y máquinas para ingenieros. Madrid. McGraw Hill/ Interamericana de España, S.A. Erdman, Arthur G; Sandor, George N. (1998). Diseño de mecanismos. Análisis y síntesis. 3ª. Ed. México. Prentice Hall. Guillet . (1993). Cinemática de las máquinas. México. Compañía Editorial Continental, S.A. de C.V. Mabie, Hamilton H; Reinholtz, F. Charles. (2001). Mecanismos y dinámica de maquinaria. México. Limusa Wiley Shigley, Joseph Hedward, Uicker, Jhon Joseph Jr. ((1998). Teoría de máquinas y mecanismos. México. McGraw Hill.

Cinemática de las máquinas (apuntes) universidad autónoma de san luis potosí

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