Tolerancias mecanicas

LECTURAS COMPLEMENTARIAS
Tolerancias de fabricación
Autor: Santiago Poveda Martínez
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TOLERANCIAS DE FABRICACIÓN

Consideraciones generales
Las condiciones de funcionamiento de una pieza obliga a establecer holguras o aprietos entre ella y
aquellas sobre las que se monta; por ejemplo, la condición de deslizamiento entre un pistón y el cilindro
sobre el que debe moverse implica necesariamente la necesidad de un juego, la magnitud del mismo
dependerá de una serie de condiciones funcionales tales como el grado de estanqueidad requerido, del
fluido que produce el desplazamiento, del rozamiento esperado, la longitud del pistón y la biela, los
materiales utilizados, temperatura máxima de funcionamiento, velocidad de desplazamiento, etc. Siendo
por tanto el valor del citado juego es un dato que fijará el proyectista en función de la experiencia y de
las consideraciones anteriores.
En la fabricación de un único conjunto, las condiciones funcionales se mantendrán para ese juego (o
aprieto) dentro de una relativa amplia gama de variaciones de medida; es decir, en el caso del pistón
anterior, si se ha determinado un juego de entre 0,05 y 0,1 mm.., el funcionamiento será correcto,
siempre que se conserve, independientemente de que el diámetro del pistón mida 49 o 51 mm. ya que a
un pistón único corresponde un cilindro único.
Si por el contrario el número de unidades a fabricar es múltiple y queremos hacer que cada pistón pueda
montarse en cualquier cilindro con los límites de juego especificados, es decir que exista
intercambiabilidad, ya no será admisible la variación de medidas nominales, como anteriormente.
Por otra parte es sabido que los propios procesos de fabricación introducen en las dimensiones de las
piezas errores o desviaciones sobre las medidas establecidas en los planos de definición de las mismas.
En razón de todo ello, es necesario establecer límites (tolerancias) sobre todas las dimensiones
fundamentales de una pieza.
Para definición y aclaración de los conceptos de tolerancias de medidas se ha editado la norma UNE 4-
026-79, cuyos conceptos principales se indican a continuación.
Medida: Número que expresa para una determinada longitud su valor numérico en las unidades
elegidas.
Medida efectiva: Resultado de una medición
Medida nominal: Medida a la que se definen las medidas límites
Mediada máxima: La mayor medida permitida
Medida mínima: la menor de las medidas permitidas
Diferencia o desviación superior (Ds ó ds): Diferencia algebraica entre la medida máxima y la
nominal.
Diferencia o desviación inferior (Di ó di): Diferencia algebraica entre la medida nominal y la
mínima.
Línea de referencia o línea cero: Representación gráfica de la medida nominal a partir de la cual
se representan las diferencias; estas pueden ser ambas positivas, ambas negativas o una positiva
y la otra negativa.
Tolerancia: Diferencia entre la medida máxima y mínima
Zona de tolerancia: Espacio o zona en representación gráfica delimitado por las líneas que
representan los limites de tolerancia respecto a la línea de referencia
Desviación o diferencia fundamental: Una cualquiera de las dos diferencias elegida
convencionalmente para definir la posición de la zona de tolerancia con respecto a la línea de
referencia.
Eje base: En el sistema ISO de tolerancias se denomina así al eje cuya diferencia superior es
nula.
Agujero base: En el sistema ISO de tolerancias se denomina así al agujero cuya diferencia
inferior es nula.
Ajuste: Es la relación por diferencia antes de su montaje, entre las medidas de dos piezas que han
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de montarse la una sobre la otra.Tolerancia de ajuste: Es la suma aritmética de las tolerancias de
los dos elementos de un ajuste
Juego: Diferencia antes del montaje entre la medida del agujero y de eje cuando es positiva
Juego máximo: Diferencia en valor absoluto entre la medida máxima del agujero y la mínima del
eje
Juego mínimo: Diferencia en valor absoluto entre la medida mínima del agujero y la máxima del
eje
Aprieto: Diferencia antes de montaje entre la medida del agujero y del eje cuando es negativa
Aprieto máximo: Diferencia en valor absoluto entre la máxima medida del eje y la mínima del
agujero.
Aprieto mínimo: Diferencia en valor absoluto entre la mínima medida del eje y la máxima del
agujero
Ajuste indeterminado: Es el ajuste que dependiendo de las medidas obtenidas para el eje y el
agujero puede resultar juego o aprieto.
Sistema de tolerancias: Conjunto sistemático de tolerancias y diferencias normalizadas.
Sistemas de ajustes eje base: Conjunto sistemático de ajustes en el que los diferentes juegos y
aprietes se obtienen asociando a un eje con tolerancia constante y límite superior igual a cero,
agujeros con diferentes tolerancias.
Sistemas de ajustes agujero base: Conjunto sistemático de ajustes en el que los diferentes juegos
y aprietes se obtienen asociando a un agujero con tolerancia constante y límite inferior igual a
cero, ejes con diferentes tolerancias.
En la figura y cuadro siguientes se muestran de forma gráfica las definiciones y relaciones entre
ellas
Dnominal
Dmínimo
Eje
Línea cero
dnominal
dmáximo
dmínimo
Agujero
Dmáximo
Tolerancia IT
Diferencia inferior
Diferencia superior
ToleranciaIT
Diferencia inferiorDiferencia superior
Agujeros Ejes
Diferencia superior = Diferencia inferior + tol IT
Diam. máximo = Diam. menor + tol IT
Tol IT = Diam. Máximo - Diam. Mínimo
Tol IT = Diferencia superior - diferencia inferior
Diam. máximo = Diam. nominal +diferencia
superior
Diam. mínimo = Diam. nominal + diferencia
inferior
Diferencia superior = Diferencia inferior + tol IT
diam. máximo = diam. menor + tol IT
Tol IT = diam. máximo - diam. mínimo
Tol IT = Diferencia superior - Diferencia inferior
diam. máximo = diam. nominal + diferencia
superior
diam. mínimo = diam. nominal + diferencia
inferior
Para establecer unos criterios que permitan conjugar las condiciones funcionales con los errores de los
procesos de fabricación, manteniendo la intercambiabilidad, es para lo que se han desarrollado los
sistemas de tolerancias. En la actualidad el más ampliamente aceptado es el normalizado por ISO

recogido en la norma UNE 4-040-81, con sus variantes de sistemas de eje único o agujero único.
Estructura del sistema de tolerancias ISO
La estructura del sistema de tolerancias ISO está basada en la posición de la zona de tolerancia respecto
a la línea cero o de referencia y el valor de la tolerancia se hace depender de la magnitud de la medida
nominal. Las posiciones consideradas se designan por letras mayúsculas para agujeros y minúsculas para
ejes en la figura se muestran las establecidas.
Las magnitudes de las tolerancias se hacen depender para un mismo grupo de medidas nominales de una
escala con 18 escalones denominada calidad IT y designada por los números 01, 0, 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8,
9, 10, 11, 12, 13, 14, 15 y 16. Los valores de las tolerancias IT son función de la magnitud de los
diámetros
De esta forma la designación de una tolerancia se realiza con letras y números, correspondiendo las
primeras a la posición de la tolerancia y su magnitud por las cifras IT , ejemplo 40 H7 con límites
correspondientes a 40,000 y 40,025.
En las páginas siguientes se muestran los valores de las tolerancias IT y los de las diferencias
fundamentales para ejes y agujeros

Valores de las tolerancias para calidad de fabricación

Diferencias fundamentales para los ejes

Diferencias fundamentales para agujeros

Con esta estructura la combinación de posibilidades es excesivamente amplia, en la práctica se limitan a
las mostradas en la figura y con preferencia a las resaltadas en negrilla.
Tolerancias preferentes para ejes
g5 h5 js5 k5 m5 n5 p5 r5 s5 t5
f6 g6 h6 js6 k6 m6 n6 p6 r6 s6 t6
e7 f7 h7 js7 k7 m7 n7 p7 r7 s7 t7 u7
d8 e8 f8 h8
d9 e9 h9
d10
a11 b11 c11 h11
Tolerancias preferentes para agujeros
G6 H6 Js6 K6 M6 N6 P6 R6 S6 T6
F7 G7 H7 Js7 K7 M7 N7 P7 R7 S7 T7
E8 F8 H8 Js8 K8 M8 N8 P8 R8
D9 E9 F9 H9
D10 E10 H10
A11 B11 C11 D11 H11

TOLERANCIAS GEOMÉTRICAS
Los límites de una pieza determinados por las tolerancias dimensionales pueden comportar errores de
forma no admisibles para el funcionamiento correcto de las piezas.
Para delimitar los posibles errores de la geometría, se utilizan las tolerancias de forma o geométricas
aplicables a los distintos elementos constitutivos de una pieza. La norma UNE 1-191-91 establece las
definiciones, símbolos e indicaciones utilizadas para los dibujos y resumidas a continuación.
Zona de tolerancia aplicada a un elemento: Espacio geométrico dentro del cual el elemento debe
de estar contenido, de acuerdo con la característica de la tolerancia puede ser una de las
siguientes.
Superficie de un círculo
Superficie comprendida entre dos círculos concéntricos
Superficie comprendida entre dos líneas equidistantes o rectas paralelas
Espacio interior a un círculo
Espacio entre dos cilindros coaxiales
Espacio entre dos planos equidistantes o dos planos paralelos
Espacio interior a un paralelepípedo.
Las tolerancias geométricas pueden aplicarse a elementos simples o asociados
Los símbolos utilizados son los indicados en la página siguiente.

Significado de las tolerancias geométricas

Símbolos complementarios
Las indicaciones de las tolerancias se hacen con recuadros divididos como los indicados, y unidos a los
elementos a acotar mediante líneas terminadas en flechas.
En el primer recuadro se indica el símbolo de la tolerancia, en el segundo su valor y en los posteriores
las referencias que se consideran.

Ejemplo indicación tolerancias geométricas según normas ANSI

Relación entre tolerancias dimensionales y geométricas
Para establecer los criterios de relación entre las tolerancias dimensionales (lineales y angulares) y las
tolerancias geométricas a efectos de evitar dificultades de interpretación y valoración, en la norma UNE
1-149-90 se establecen las aclaraciones precisas y se resumen con los siguientes principios.
Principio de independencia
Cada requisito dimensional o geométrico especificado en un dibujo debe ser respetado por si
mismo, salvo que se establezca una relación particular, es decir la tolerancia geométrica se aplica
sin tener en cuenta la medida del elemento.
Si se desea establecer una relación entre medida y forma; medida y orientación o medida y
posición ésta debe de indicarse sobre el dibujo, pudiendo considerarse los principios de la
envolvente o de máximo material.
Principio de la envolvente
Establece que la dimensión máxima de un elemento con forma geométrica perfecta no debe de
sobrepasarse, es decir que si existe especificación de tolerancia geométrica, su valoración debe
de realizarse de manera que en ninguna parte del elemento se rebase la citada dimensión máxima
y si existe limite dimensional inferior estará comprendida entre ambos.
Principio del máximo material
El principio de máximo material establece que las peores condiciones de montaje se tienen para
un eje sobre un agujero, cuando la dimensión del eje es máxima y el defecto geométrico también
es máximo y el agujero se encuentra en su medida mínima con defecto geométrico máximo,
pudiendo éste último considerarse como caso límite la suma de la tolerancia geométrica
especificada y la dimensional, cuando la medida dimensional es más favorable, es decir mínima
para ejes y máxima para agujeros.
Expresado de otra manera, cuando un eje se encuentra en su medida mínima, la tolerancia
geométrica puede verse aumentada en el valor de la tolerancia dimensional sin que por ello
cambien las condiciones de montaje. De la misma forma cuando un agujero se encuentre en su
medida máxima, el valor de la tolerancia geométrica puede ampliarse en el valor de la
dimensional.
En las figuras siguientes se ponen ejemplos del significado de algunas de las simbolizaciones de
condición de máximo material

SIGNIFICA ESTOESTO
SIGNIFICA ESTOESTO
A
Posible
posición del

Tolerancias generales
Para las medidas sin indicación de tolerancias, se utilizan las definidas en ISO 2768 –1 y –2, las
NSA2110 u otras.
En el sistema ISO se definen cuatro calidades para las dimensionales y tres para las geométricas

Tolerancias generales geométricas

ELECCIÓN DE TOLERANCIAS
Al realizar la acotación, el problema que se le presenta al proyectista es el de asignar tolerancias a todas
las medidas que afecten al funcionamiento, el objeto de la siguiente exposición es ayudar a ello.
El primer paso a dar antes de la elección de las tolerancias a aplicar en el montaje de dos o mas piezas, y
dando por hecho la adopción del sistema ISO, es determinar si es mas conveniente emplear sistema de
agujero base, eje base, o mixto, cuyos conceptos se indican a continuación.
Sistema de agujero base o agujero único
Se denomina así, dentro del sistema de tolerancias ISO a un sistema de ajustes en el que son nulas las
desviaciones o diferencias inferiores para todos los agujeros con posición H.
De esta forma los diferentes ajustes, juegos o aprietos se obtienen para la misma medida nominal, con
posiciones y calidades (amplitudes de tolerancia) variables para los ejes, en consecuencia se producen
juegos para los ejes en que los límites superiores e inferiores estén por debajo de cero; aprietos, cuando
los dos límites están por encima del superior del agujero; y ajustes inciertos (juego o aprieto) cuando
alguno de los límites de los ejes es inferior al máximo del agujero.
Sistema de eje base o eje único
Se denomina así dentro del sistema de tolerancias ISO a un sistema de ajustes en el que las diferencias
superiores para todos los ejes son nulas para la posición h.
De esta forma los diferentes ajustes, (juegos o aprietos) se obtienen para la misma medida nominal, con
posiciones y calidades (amplitudes de tolerancia) variables para los agujeros, teniéndose en
consecuencia: juegos para los agujeros en que los límites superior e inferior estén por encima de cero;
aprietos, cuando los dos límites están por debajo del inferior del agujero; y ajustes inciertos (juego o
aprieto) cuando alguno de los límites de los agujeros es superior al mínimo del agujero.
Sistema mixto
Se denomina sistema mixto a aquél en que las posiciones de los ejes y agujeros son distintas de las H y
h. Este sistema es de aplicación excepcional, es decir, cuando no es posible utilizar alguno de los
anteriores.
Si bien se puede decir que, con carácter general, se utiliza con preferencia el sistema de agujero base, en
razón de la mayor dificultad existente para medir agujeros que ejes, así como las ventajas económicas
derivadas del empleo de menor número de calibres, es necesario resaltar que la elección incluida la de
sistemas combinados debe quedar condicionada a la naturaleza de la aplicación a realizar, ya que de la
adopción de un sistema u otro puede variar la geometría de una determinada pieza.
Elección de las tolerancias
Una vez determinada la elección del sistema de tolerancias en función de la aplicación, se debe proceder
a la fijación de los juegos y aprietos máximos y mínimos que lleven a un correcto funcionamiento del
conjunto para lo que se tendrá en cuenta lo siguiente:
Naturaleza del material en que están construidas las piezas.
Velocidad de deslizamiento relativo o de funcionamiento.
Tipo de esfuerzos; considerando su intensidad, dirección, sentido y variación.
Sistema de engrase y lubricante utilizado.
Desgaste admisible para unas determinadas horas de funcionamiento.
Temperatura máxima de funcionamiento y su régimen de variación, por producir dilataciones de

las piezas que alteran las condiciones de juego y aprieto iniciales. Especial atención debe de
ponerse cuando las piezas son de materiales distintos, y mas aún cuando los coeficientes de
dilatación son diferentes.
Incidencia de las variaciones de posición y forma permitidas por las tolerancias geométricas que
afecten a las piezas a acoplar.
Después de las consideraciones anteriores y siempre que sea posible se tomarán los ajustes
recomendados por ISO como preferentes, contenidos en las siguientes tablas y según las siguientes
reglas:
Evitar excesos de precisión (amplitud de tolerancias) inútiles, puesto que las tolerancias
pequeñas implican altos gastos de fabricación. El coste crece exponencialmente con la
disminución de la magnitud de la tolerancia.
Siempre que sea posible adoptar menor tolerancia para el eje que para el agujero, como
consecuencia de la mayor dificultad existente al trabajar y medir en interiores (hembras) frente a
los exteriores (machos).
Elegir las tolerancias de forma que las calidades varíen uno o dos saltos como máximo entre eje
y agujero.
Tener en cuenta la experiencia proporcionada por aplicaciones similares.
Considerar en los montajes con aprieto la forma de realizarlos: prensa, mazo, variaciones
térmicas relativas entre piezas producidas por nitrógeno líquido o nieve carbónica para
enfriamiento, y mediante inducción eléctrica, o baño en aceite para calentamiento. En estos casos
y en montajes permanentes la utilización de pegamentos puede sustituir a montajes con grandes
aprietos.
Por último y muy importante, no se debe de olvidar realizar un acabado superficial en
consonancia con el grado de precisión requerido, pues un acabado basto, en piezas sometidas a
deslizamientos relativos con una especificación de tolerancia pequeña, después de pocas horas
de funcionamiento produce desgastes que hacen inútiles tales tolerancias.

AGUJERO BASE
TIPO AGUJERO EJE CLASE CARACTERISTICAS APLICACIONES ACABADO
Fino H7 s6/r6 Prensado Montaje a prensa , necesita seguro de giro para pares muy fuertes, gran
adherencia sobre hierro fundido
Casquillos y coronas de bronce, acoplamientos de piñones y engranajes en
ejes no desmontables, no utilizar sobre piezas de paredes finas
N6/N7
n6 Forzado duro Montaje a martillo, de empleo cuando se requieren posicionamientos
precisos con interferencia
Casquillos de bronce, manguitos en cubos, fijas para posicionado,
casquillos guías de broca
N6/N7
k6 Forzado medio Montaje a martillo, posicionado de precisión con un compromiso entre
juego e interferencia
Rodamientos de bolas, discos de levas, poleas y volantes, manivelas N6/N7
j6 Forzado ligero Montaje ligero Rodamientos de bolas, piezas de maquinas desmontables con frecuencia N6/N7
h6 Deslizante con
lubricación
Proporciona un acoplamiento ajustado para la situación de piezas
estacionarias con montaje y desmontaje libre
Engranajes, piezas importantes de maquinas herramientas, ejes de lira
g6 Giratorio Juego pequeño, no para girar con velocidad, pero si para giros libres y
deslizamiento con posicionado preciso
Embolos, bridas, anillos de rodamientos N6/N7
f7 Holgado Juego mediano, para giros con velocidad en máquinas de precisión y para
posicionamiento preciso con velocidades moderadas y presiones de apoyos
de ejes
Cojinetes de bielas, ruedas dentadas, cajas de cambio N6/N7
Medio H8 h9 Deslizante Poleas fijas, manivelas y acoplamientos deslizantes sobre el eje, ejes de
contrapuntos
N7/N8
e8 Giratorio Juego mediano Piezas de motores, bombas ventiladores N7/N8
d9 Holgado Juego amplio, no de uso cuando es esencial la precisión pero bueno para
grandes de variaciones de temperaturas con gran velocidad de giro y
presión de apoyo de los ejes
Soportes de ejes, poleas locas N7/N8
Basto H11 h11 Deslizante Piezas de maquinaria agrícola N9/N10
d9 Giratorio Juego mediano Ejes de movimiento longitudinal, aros, palancas, manivelas desmontables N9/N10
e11 Holgado Juego amplio Cojinetes de máquinas domésticas, pasadores, ejes. N9/N10
a11 Muy holgado Ajustes muy amplios para tolerancias de miembros externos Locomotoras, cojinetes de cajas de freno, alojamientos de cabezas de
tornillos
N9/N10

EJE BASE
TIPO EJE AGUJERO CLASE CARACTERISTICAS APLICACIONES ACABADO
Fino h6 S7/R7 Prensado Montaje a prensa , necesita seguro de giro para pares muy fuertes, gran
adherencia sobre hierro fundido
Casquillos y coronas de bronce, acoplamientos de piñones y engranajes en
ejes no desmontables, no utilizar sobre piezas de paredes finas
N6/N7
N7 Forzado duro Montaje a martillo, de empleo cuando se requieren posicionamientos precisos
con interferencia
Casquillos de bronce, manguitos en cubos, fijas para posicionado,
casquillos guías de broca
N6/N7
K7 Forzado medio Montaje a martillo, posicionado de precisión con un compromiso entre juego e
interferencia
Rodamientos de bolas, discos de levas, poleas y volantes, manivelas N6/N7
J7 Forzado ligero Montaje ligero Rodamientos de bolas, piezas de maquinas desmontables con frecuencia N6/N7
H7 Deslizante con
lubricación
Proporciona un acoplamiento ajustado para la situación de piezas estacionarias
con montaje y desmontaje libre
Engranajes, piezas importantes de maquinas herramientas, ejes de lira
G7 Giratorio Juego pequeño, no para girar con velocidad, pero si para giros libres y
deslizamiento con posicionado preciso
Embolos, bridas, anillos de rodamientos N6/N7
F8 Holgado Juego mediano, para giros con velocidad en máquinas de precisión y para
posicionamiento preciso con velocidades moderadas y presiones de apoyos de
ejes
Cojinetes de bielas, ruedas dentadas, cajas de cambio N6/N7
Medio h9 H9 Deslizante Poleas fijas, manivelas y acoplamientos deslizantes sobre el eje, ejes de
contrapuntos
N7/N8
E9 Giratorio Juego mediano Piezas de motores, bombas ventiladores N7/N8
D10 Holgado Juego amplio, no de uso cuando es esencial la precisión pero bueno para
grandes de variaciones de temperaturas con gran velocidad de giro y presión de
apoyo de los ejes
Soportes de ejes, poleas locas N7/N8
Basto h11 H11 Deslizante Piezas de maquinaria agrícola N9/N10
D10 Giratorio Juego mediano Ejes de movimiento longitudinal, aros, palancas, manivelas desmontables N9/N10
E11 Holgado Juego amplio Cojinetes de máquinas domésticas, pasadores, ejes. N9/N10
A11 Muy holgado Ajustes muy amplios para tolerancias de miembros externos Locomotoras, cojinetes de cajas de freno, alojamientos de cabezas de
tornillos
N9/N10

Determinación de tolerancias de ajuste
Cuando se conocen las condiciones límites de un ajuste: juego máximo y mínimo (JM y Jm) o aprieto
máximo y mínimo (AM y Am) que se desean utilizar, determinados bien por calculo bien por
experiencia, para proceder a la elección de los ajustes normalizados se actúa como sigue:
1 - Se determina el valor de la tolerancia del ajuste Tj o Ta, según sea juego o aprieto.
En el caso de un juego:
TJ = JM - Jm = ( DM - Dm ) + ( dM - dm ) = Tagujero + Teje
2 - Se reparte la tolerancia TJ entre dos tolerancias normalizadas tratando que las diferencias
entre las calidades de ejes y agujeros sea de uno o dos grados de calidad, y que la mayor
corresponda al agujero. La suma de las tolerancias de eje y agujero elegidas debe ser lo mas
próxima posible a la tolerancia del ajuste TJ y en todo caso inferior a ésta. En el caso de un
juego:
JM - Jm = Tagujero + teje
3 - Se elige el sistema de ajuste normalizado (agujero o eje único)
4 - Elegir el ajuste normalizado de acuerdo con los datos anteriores.

ACOTACION FUNCIONAL
La norma UNE 1.039-75 (1R) relativa a la acotación de dibujos industriales establece, como principio,
que la acotación de las piezas debe de ser funcional. Para aclarar los conceptos de acotación funcional, la
elección de las cotas y el tratamiento de las tolerancias asociadas, se establecen las definiciones y
métodos expuestos a continuación.
Conceptos generales
La acotación funcional la definiremos como la acotación basada en el análisis de las misiones a
cumplir dentro de una máquina o mecanismo de la pieza a acotar y se deduce directamente de las
condiciones de funcionamiento.
Conceptos básicos
Para hablar de la función de una pieza es necesario que ésta pertenezca a un conjunto mecánico, con un
mínimo de dos piezas, para que junto a ellas, aquella desarrolle un papel en el funcionamiento. Por tanto,
no se puede realizar una acotación funcional de una pieza cuando no se conoce el conjunto del que
forma parte y, en consecuencia, la forma en que trabaja. El objetivo de una acotación funcional es
asegurar el funcionamiento correcto de un mecanismo o conjunto mecánico, con las tolerancias mas
amplias posibles (para disminuir el precio de coste) de sus componentes. Para ello, las cotas funcionales
deben de expresarse explícitamente (no por deducción de otras) sobre cada pieza, siendo indicadoras de
las condiciones necesarias para que la pieza desempeñe su papel en el conjunto a que pertenece. El
estudio funcional de un conjunto mecánico debe de realizarse como sigue:
1. Análisis funcional
2. Estudio de las condiciones de funcionamiento
3. Búsqueda de las superficies terminales y de unión
4. Determinación de las condiciones de juegos o aprieto de montaje o funcionamiento
5. Determinación de las cadenas mínimas de cotas
6. Elección de las tolerancias apropiadas
Análisis funcional
Consiste en descomponer el conjunto en sus diferentes partes y estudiar el funcionamiento de cada una
de ellas. Por ejemplo, en la figura:
- La pieza corredera 1 ha de desplazarse sobre la guía 2
- El guiado se realiza por un conjunto de ranura y prisma

En este ejemplo para que el funcionamiento sea correcto se requerirá la existencia de uno juego para el
deslizamiento, J1 representado en la figura siguiente .
En general, las condiciones de funcionamiento son las que se exigen al mecanismo para cumplir sus
funciones. En general, estas pueden ser:
- juegos que permitan los deslizamientos, giros, etc.
- juegos necesarios para el montaje
- juegos de seguridad que garanticen la no interferencia con otras partes móviles
- funciones que precisen ajustes con interferencia
- condiciones de resistencia mecánica (longitud que un tornillo que debe de entrar en un agujero
roscado; espesor de pared entre el fondo de un agujero y el exterior; etc).
Superficies terminales y de unión
Las condiciones funcionales anteriores están determinadas por las superficies terminales que son
aquéllas que, perteneciendo a dos piezas distintas con contacto en otras superficies, definen el juego o
condición funcional; en la figura siguiente, las St1 y St2, definen el juego.
Las superficies comunes o con contacto serán las superficies de unión, o de apoyo, que también pueden
ser denominadas funcionales. En la figura, las Sa1 y Sa2
Nota: las superficies terminales pueden ser funcionales o no, según que el contacto sea posible o
imposible; así en conjunto representado en la figura anterior, si se desea que la pieza 2 soporte a la 1
mediante su superficie superior, es necesario que exista el juego J2.
Si se desea que 1, deslice sobre 2, se deberá establecer un juego J1, (para facilitar el estudio, este juego
se considera a un solo lado y es conveniente representarlo ampliado).
Una cadena de cotas es el conjunto de ellas que establecen o expresan una condición funcional (juego o
aprieto). En el ejemplo que se está exponiendo, se trata de un juego.
Se denomina cadena mínima cuando la condición funcional (juego en el ejemplo), está definida por un
número de cotas mínimo. En la figura siguiente, se muestran las cotas de la cadena mínima que
establecen J1, las superficies de las que parten las líneas de referencia de la cota J1, son las superficies
terminales de las piezas 1 y 2. Las cotas funcionales son las que parten de las superficies de apoyo Sa,
comunes a 1 y 2.

En una cadena mínima existen tantas cotas componentes, (eslabones) como piezas participan en la
función mas la condición, es decir una cota funcional por pieza.
Elección de tolerancias.
En la figura anterior, se comprueba que:
J1 = A2 - A1
Es decir el juego es la suma algebraica de las cotas componentes de la cadena, sean dos o mas, esta
relación es fundamental para la determinación de las tolerancias de A1 y A2, analíticamente
comprobamos que:
J1max = A2max - A1min
J1min = A2min - A1max
restando estas ecuaciones
J1max - J1min = A2max - A2min + A1max - A1min = Tol J1 = Tol A2 + Tol A1
Es decir: la tolerancia de juego es la suma de las tolerancias de las cotas componentes de la cadena.
El problema que generalmente se plantea, es el de conocida una condición de funcionamiento (juego en
este caso), determinar las tolerancias de las cotas de la cadena mínima que lo determinan.
Sea en el ejemplo anterior J1 = 0,1 (+ 0; - 0,06), es decir: TolJ1 = 0,06, y la medida nominal 40, de
acuerdo con lo anterior la suma de las tolerancias de las cotas componentes debe ser igual a 0,06, es
decir la condición a satisfacer, y que repartiremos de forma que asignaremos 0,03 a cada una de las cotas
A1 y A2
TolJ1 = 0,06 = 0,03 + 0,03 = Tol A1 + Tol A2
Con este criterio, se ha obtenido el valor de las tolerancias pero no el de sus posiciones, para determinar
éstas, se fija una cota bien adoptando el criterio de agujero base o eje base con lo que tendremos:
A2 = 40 (+0,03) A2max =40,03 A2min = 40
como:
Jmax = A2max - A1min
0,1 = 40,03 - A1min A1min = 40,03 - 0,1 = 39,93

Jmin = A2min - A1max
0,04 = 40 - A1max A1max = 40 - 0,04 = 39,96
A1 = 40 (-0,04; - 0,07)
Si se desea utilizar valores de tolerancias normalizados de acuerdo con ISO, se eligen de las tablas de
valores especificados para las calidades IT, los valores mas próximos por defecto.
Representación de cadenas mediante vectores
Cuando intervienen en un montaje mas de dos piezas, con el fin de facilitar los cálculos resulta muy
práctico trabajar con vectores que representen las líneas de cotas
En la figura siguiente a la derecha de, se representa en forma vectorial, la cadena de cotas que determina
el juego J, función del acoplamiento de las piezas 1, 2 y 3.
Al dibujar la cadena, la condición de funcionamiento se representa en primer lugar con una doble línea,
cuyo origen se sitúa en la línea de referencia de una superficie terminal y se orienta en sentido que se
corresponda con el positivo (generalmente hacia la derecha).
Seguidamente se representan sucesivamente, desde el origen del vector condición, los vectores positivos
que representan las cotas de la cadena. Finalmente, tomando como origen el punto final de los anteriores
se representan también sucesivamente, los vectores negativos. El último terminará en el final del vector
condición, representación de la otra superficie terminal.
Resumiendo para la determinación de cadenas mínimas, se debe tener en cuenta que:
cada cota de la cadena se denomina eslabón, y éste no puede afectar mas que a una sola pieza
cada cadena incorpora tantos eslabones como número de piezas intervienen, mas la cota
condición; cada una de las cadenas de cotas tiene su origen en una superficie terminal y
termina en otra superficie terminal, pasando siempre por las superficies de unión.
La condición de funcionamiento es el eslabón llave que determina el juego necesario y cierra la
cadena de cotas funcionales.
Nº eslabones cadena mínima = Nº de piezas intervinientes + condición
Tol condición = Suma tolerancias de cotas funcionales

Ejemplo:
En la figura siguiente se representa el montaje de un tensor de correa, así como el esquema funcional del
mismo. Las condiciones funcionales son las dadas por los juegos J1, J2, J3 y J4, se pretende determinar
las dimensiones nominales y sus correspondientes tolerancias, de cada una de las piezas componentes.
Seguidamente se resuelve la cadena que determina la condición de funcionamiento J1; a título de
ejemplo.
Se supone que juego J1 se ha fijado en J1max = 0,15 y J1min = 0,05, la cadena mínima de cotas será
como la indicada y podremos decir:
J1max = Dmax - (Cmin + Bmin + Amin)

J1min = Dmin - (Cmax + Bmax + Amax) restando estas ecuaciones
J1max - J1min = Dmax - Dmin + Cmax - Cmin + Bmax - Bmin + Amax – Amin
o lo que es lo mismo:
Tol J1 = Tol D + Tol C + Tol B + Tol A = 0,1
Siendo por tanto esta tolerancia de 0,1 la que tendremos que repartir para asignar a cada una de las cotas
D, C, B y A, de valores nominales indicados; este reparto debe de hacerse, en general, atendiendo a la
dimensión nominal de cada cota, de forma que todas ellas tengan en lo posible una misma calidad de
tolerancia y estableciendo los límites de forma sean superiores o mayores que cero los de las piezas
continentes y en forma inversa los de las contenidas ( siendo esto último irrelevante para el juego)
Con estos criterios y consultando los valores ISO de tolerancias, construimos la siguiente tabla:
Medida nominal Calidad de tolerancia IT (valores en micras)
7 8 9
D = 60 30 46 74
B = 50 25 39 62
C = 5 12 18 30
A = 5 12 18 30
Suma 79 121 196
De donde deducimos que solo la suma de los valores de tolerancia dados para las calidades IT7 es
inferior a la tolerancia del juego J1, siendo por tanto éstos los que elegimos como mas conservativos.
Tol D = 0,03
Tol B = 0,025
Tol C = 0,012
Tol A = 0,012
ΣTol = 0,079 = Tol J1 = J1max - J1min
la tolerancia del juego queda por tanto reducida de 0,1 a 0,079 es decir 0,021; esta diferencia la
repartimos de forma que se conserve el juego medio, para ello aumentamos el juego mínimo
permitido en la mitad y disminuimos el juego máximo en la otra mitad, con lo que tendremos:
Jmin = 0,05 + 0,0105 = 0,0605
Jmax = 0,15 - 0,0105 = 0,1395
Una vez determinadas los valores absolutos de las tolerancias de cada eslabón debe de procederse a
la definición de los límites o lo que es lo mismo al establecimiento de las posiciones de las
tolerancias. Un criterio puede ser elegir posiciones para todos los eslabones de cadena excepto uno
(en nuestro caso asignamos posiciones “H” a “D”, y “h” a “C”, y “A” y calculamos los límites para
“B”), sabiendo que:

TolJ1 = Tol A + Tol B + Tol C + Tol D = J1max - J1min
J1max = Dmax - Amin - Bmin - Cmin
J1min = Dmin - Amax - Bmax - Cmax
Podremos calcular:
Bmax = Dmin - J1min - Amax - Cmax
Bmin = Dmax - J1max - Amin - Cmin
En nuestro ejemplo:
Tol D = 0,025 Dmax = 60,03 Dmin = 60
Tol C = 0,012 Cmax = 5 Cmin = 4,988
Tol A = 0,012 Amax = 5 Amin = 4,988
Bmax = 60 - 0,0605 - 5 - 5 = 49,9395
Bmin = 60,03 - 0,1395 – 4,988 – 4,988 = 49,9145
Los valores calculados para “B” normalmente no coincidirán con los límites correspondientes a
posiciones de tolerancia normalizadas.
Un análisis de los valores obtenidos nos lleva a las siguientes conclusiones:
Cuanto mayor sea el juego, mayor pueden ser las tolerancias asignadas a las piezas que lo
determinan.
Cuanto mayor sea el número de piezas intervinientes para la determinación del juego,
menores serán las tolerancias asignadas a cada pieza.
En el ejemplo anterior se observa que los valores de las tolerancias para las cotas C y A resultan
prácticamente ridículos, por lo que cual su fabricación presenta mayores dificultades, y por tanto su
costo, se encarecerá innecesariamente, como por otra parte observamos que si para esta medida
pasamos a una calidad IT8 se tiene:
0,030 + 0,025 + 0,018 + 0,018 = 0,091
suma de tolerancias todavía inferior al juego dado de 0,1 podremos considerar por tanto estos nuevos
valores como la solución a adoptar.
Podría darse la circunstancia que alguna de las piezas componentes fuese comercial, normalizada o
proporcionada por otro proveedor y tuviese una tolerancia superior al juego en cuyo caso para poder
asignar tolerancias a las otras piezas será necesario aumentar el juego y si esto no es posible hay que
descartar tal pieza o especificarle al proveedor una tolerancia mas pequeña.
Como hemos visto de forma general podemos poner:
Tol J = TolA + TolB + TolC + ...TolN
y es claro que aplicando este procedimiento todos los montajes estarán dentro del límite
especificado. Por otra parte se demuestra estadísticamente que en aproximadamente el 98% de los
casos se tiene que el valor de TolJ resulta:

( )2222
TolNTolCTolBTolATolJ K+++=
que evidentemente hace que para el mismo valor de TolJ sea posible dar tolerancias para cada uno
de los eslabones de la cadena mayores que los obtenidos anteriormente con lo que se reducirá el
costo de fabricación pero con el riesgo de algunos rechazos.
La figura siguiente, contiene los dibujos de todas las piezas componentes del tensor de correa con
indicación de las cotas calculadas; en el casquillo cojinete, se ha indicado la cota de 20 con la
tolerancia supuestamente obtenida en función del juego J4.

Funcionalidad de las tolerancias geométricas
La acotación y definición de tolerancias dimensionales no satisface totalmente las condiciones de
funcionalidad. Veamos un montaje como el representado en la figura siguiente, en la que el taco 4,
introducido en la ranura en te, de la mesa de una máquina herramienta, se emplea al actuar como tuerca
con el tornillo 3, como elemento de posicionado y fijación de la pieza 2, sobre ésta.
La acotación funcional en principio del taco 4, podría realizarse como se indica en la figura siguiente
izquierda, que nos puede llevar a una pieza como la de la derecha, que evidentemente trabajará de forma
insatisfactoria al apoyarse sobre solo un lado de la parte inferior de la guía de la máquina.
La necesidad de apoyo en las dos zonas nos obliga a la definición de una zona común mediante una
tolerancia geométrica tal y como se especifica en la figura siguiente, pudiéndose a llegar en este caso a
cuestionar la necesidad de la cota de 16 f7

Combinación de tolerancias dimensionales y de posición
Uno de los problemas que se presentan con mayor frecuencia en el montaje de mecanismos, es el de
hacer pasar un eje por los agujeros de dos o mas piezas fabricadas separadamente. En estos casos el
problema que ha de resolver el proyectista es el de definir las tolerancias de los diámetros de los
componentes mas las tolerancias de posición de sus centros a fin de que el montaje sea posible.
Con el ejemplo de la figura siguiente, trataremos de ilustrar la resolución del problema.
Tengamos un subconjunto parcial en el que cada una de las piezas ha de ser fabricada separadamente y
se requieren condiciones de intercambiabilidad total.
En la próxima figura, se muestran las condiciones de montaje mas desfavorables, observándose que:
dmax tornillo = Dmin agujero - t (t = tol posición agujero)
de acuerdo con esto y fijando por ejemplo t, en 0,2 y el diámetro máximo del tornillo fijado por la norma
que los define es 12, el D mínimo del agujero será:
Dmin = dmax + t = 12 + 0,2 = 12,2

la determinación del diámetro máximo del agujero vendrá definida por el juego máximo admisible, en
nuestro caso se ha establecido en 12,7.
Si el diámetro del agujero resulta superior al mínimo, la tolerancia de posición puede ampliarse, esta
posibilidad queda expresada por la introducción de la condición de máximo material. Supongamos que
el diámetro obtenido para el agujero es D1 comprendido entre Dmax y Dmin, se tendrá siempre que:
dmax = D1 - t1 = Dmin - t de donde
t1 = t + (D1 - Dmin) siendo por tanto t1 mayor que t
en nuestro ejemplo si D1 = Dmax t1 = tmax
tmax = t + (Dmax - Dmin) = 0,2 + (12,7 - 12,2) = 0,7
en la próxima figura, se representa gráficamente este resultado
En la figura siguiente, se representa la acotación de los componentes del montaje, haciendo uso de la
condición de máximo material. Las cotas que definen los centros de los taladros y por tanto de la
tolerancia de posición las hemos denominado A y B tienen carácter nominal.
Acotación para fabricación

Se puede decir que las cotas funcionales y sus tolerancias son impuestas por el proyectista que realiza el
dibujo para satisfacer una condición de trabajo o funcional y por tanto siempre a respetar.
En los procesos de fabricación, las cotas funcionales pueden conseguirse en unos casos de forma directa
y en otros de forma indirecta, conceptos que aclararemos con la definición de cotas de mecanizado y
cotas de útil que no necesariamente coincidirán con las funcionales.
Son cotas de mecanizado las cotas comprendidas entre las superficies de apoyo de las piezas
sobre las maquinas herramientas o superficies de los utillajes de apoyo y fijación y la superficie
resultante del corte de las herramientas, cotas u en figura siguiente.
Son cotas de útil las que se originan como consecuencia de la posición de la pieza sobre el
utillaje de sujeción, dependiendo por tanto de su forma, del sistema de amarre y los dispositivos
de reglaje.
Es deseable que las cotas funcionales o de diseño, coincidan con las de mecanizado, caso que no siempre
es posible por los imperativos tecnológicos que impiden que las referencias de mecanizado no se
correspondan con las funcionales o que las piezas no pueden ser terminadas en una sola operación.

Sustitución de cotas
Cuando la cota funcional es consecuencia de una de mecanizado en las oficinas de métodos será
necesario calcular ésta y sus tolerancias para poder obtener aquella; esta operación pasa por:
Una expresión del estado de evolución de cada pieza en cada operación o puesto de trabajo.
Un análisis de las posibilidades de consecución de las cotas en cuestión.
Fijación por parte de los responsables del mecanizado de las condiciones seguidas durante el
proceso de producción tales como corrección de desgaste de herramientas y sentido de las
correcciones.
La siguiente exposición tiene por objeto la determinación de las cotas de mecanizado o
fabricación cuando no son coincidentes con las cotas funcionales.
Regla de suma y resta de cotas con tolerancias.
Como ejemplo, tengamos una pieza como la mostrada en la figura siguiente, en la que las cotas
funcionales son las A y B y por tanto tendrán expresión explícita sus tolerancias y queremos calcular C
como resultante, ya que esta será junto a B las que utilizaremos en el proceso de fabricación.
Tendremos
C= A + B
Cmax = Amax + Bmax
Cmin = Amin + Bmin
la tolerancia de C será:
Tol C = Cmax - Cmin = (Amax + Bmax) - (Amin + Bmin)
como:
Tol A = Amax - Amin
Tol B = Bmax - Bmin
tendremos:
Tol C = Tol A + Tol B
Es decir que la tolerancia de una cota suma de otras es la suma de las tolerancias de éstas.
Supongamos ahora que en la misma figura las cotas funcionales son las A y C y queremos calcular B
como resultante, operando de la misma forma que antes diremos:

B = C - A
Bmax = Cmax - Amin
Bmin = Cmin - Amax
la tolerancia de B será:
Tol B = Bmax - Bmin = (Cmax - Amin) - (Cmin - Amax)
como:
Tol A = Amax - Amin
Tol C = Cmax - Cmin
tendremos:
Tol B = Tol A + Tol C
vemos en este caso de calculo de la tolerancia de una cota diferencia de otras, que al igual que en el
supuesto anterior, es la suma de las tolerancias intervinientes, pudiendo por tanto generalizar de la forma
siguiente:
para una cota tal que: A = B + C + D - E... + N
la tolerancia será: Tol A = Tol B + Tol C + Tol D + Tol E + Tol N
Cuando una cota funcional no se identifique con una cota de mecanizado, será necesario calcular ésta de
acuerdo con los criterios anteriores.
Supongamos que la pieza de la figura siguiente (izquierda), está acotada de forma funcional, es decir que
A y C son medidas funcionales y por tanto afectadas de tolerancias a respetar con preferencia, sin
embargo el proceso de fabricación nos obliga a utilizar la de mecanizado B, tal y como se ve en la figura
derecha siendo por tanto necesario calcular ésta con sus tolerancias, pero de tal forma que el resultado de
la mecanización nos proporciona A dentro de sus límites, en definitiva sustituiremos A por B; el cálculo
lo realizaremos de la manera siguiente:
Amax = Cmax - Bmin
Amin = Cmin - Bmax ecuaciones de las que obtenemos B

Bmax = Cmin -Amin
Bmin = Cmax - Amax que restando nos deja:
Bmax - Bmin = Cmin - Amin - (Cmax - Amax) o lo que es lo mismo:
Tol B = Tol A - Tol C
Para que esta expresión tenga sentido real, ya que la tolerancia de B siempre tiene que ser positiva, será
necesario que la tolerancia de A sea mayor que la de C.
Vemos pues que en el caso de sustitución de una cota funcional por otra de mecanización, la tolerancia
de ésta es la diferencia entre la cota a sustituir y la que permanece.
El método para la realización del calculo de sustitución de una cota funcional por otra de mecanización
debe realizarse pues de la siguiente manera:
1. Plantear las ecuaciones a partir de la cota a sustituir (cota condición) y despejar la que queremos
obtener.
2. Comprobar que la cota sustituida tiene mayor tolerancia que la que se conserva.
3. Si no se cumple lo anterior, se disminuye la tolerancia de la cota que se conserva, en una
cantidad que permita que la diferencia resultante entre la que se sustituye y la que se conserva
sea positiva y por tanto haga posible su obtención. Este es el caso del casquillo de la figura 6,
utilizando como cota de mecanizado la total, y la cota de 5 como la que se ha de sustituir.
De lo expuesto anteriormente se desprende que siempre que sea posible trabajaremos con las tolerancias
funcionales, ya que las calculadas para mecanización siempre tendrán tolerancias menores.
Cotas de útil
Como ya se comentó, denominamos así, a las que resultan de los métodos de fijación de las piezas a los
utillajes que las sujetan o posicionan y son consecuencia del útil, su forma, procedimientos de sujeción y
centrado o posicionado y reglajes.
Las cotas que sobre los utillajes definen el posicionado de la característica de la pieza a obtener sobre
ellos, suelen realizarse con tolerancias de 0,1 veces, el valor de la tolerancia de la pieza, la razón estriba
en que como consecuencia de las deformaciones por aprietos, acumulación de suciedad en los asientos o
deterioros de los mismos, desgastes, etc. se pueden producir variaciones en la obtención de la cota
deseada, efectos que si se estableciese la medida con las tolerancias de la pieza al sumarse podrían hacer
que quedase fuera de sus límites.
Por este motivo la fabricación de un utillaje siempre se realiza con criterios de precisión. En la figura 13
se muestra un ejemplo de un útil, así como de la pieza que se va a fabricar con él, con la indicación de las
cotas útil.

Tolerancias de roscas
Los elementos roscados exteriores cuando han de montarse sobre otros interiores, pueden realizar su
acoplamiento con mayor o menor juego, si este ha de estar sujeto a determinadas condiciones, es preciso
establecer un sistema de tolerancias que las garantice.
Los aspectos geométricos que condicionan el montaje de una rosca, son los diámetros medio, exterior e
interior, el paso, la longitud de acoplamiento y el ángulo del perfil. Sin embargo estableciendo límites de
medida sobre los diámetros se comprueba que pueden obviarse tolerancias sobre el paso y el ángulo.
El sistema ISO de tolerancias de roscas, tiene una analogía con el de tolerancias dimensionales
definiendo posiciones de la tolerancia y amplitud de las mismas.
Las posiciones contempladas son las e, g y h para tornillo y las G y H para tuercas y las calidades de la 4
a la 9. Estas calidades tienen en cuenta la medida de los diámetros, la calidad de elaboración y la
longitud de acoplamiento.
En la figura siguiente se observa como se sitúan las posiciones de tolerancias.
En el siguiente cuadro se indican las tolerancias normalizadas

Las tolerancias en negrita son las recomendadas recuadradas son las más comunes
(1) En la elaboración mecánica no debe de utilizarse la tolerancia hasta el límite máximo para los
tornillos, o el límite mínimo para las tuercas.
(2) Se pueden utilizar las tolerancias indicadas si el espesor del revestimiento es menor en ¼
aproximadamente de la diferencia fundamental para la posición g; si es mayor, deben de
utilizarse las tolerancias para roscas con revestimientos de gran espesor
La designación de una tolerancia de rosca aplicada al diámetro medio y exterior se hace indicando
primero la calidad y después la posición, ejemplo: para un tornillo.
Posición de la tolerancia en los diam medio y exter.
Grado de precisión de los diam. medio y exter.
M 10 x 1 8 h
Designación de la rosca

Tolerancias de roscas ANSI
Se establecen para controlar la cantidad de tolerancia y error permitido en la fabricación de las roscas
manteniendo la ínter cambiabilidad.
Se definen seis clases de ajustes de roscas, tres para exteriores 1A, 2A y 3A y tres para interiores 1B,
2B y 3B.
Las tolerancias más estrechas se corresponden con las clases mas altas
• Las clases 1A y 1B, se utilizan cuando se requiere un ajuste muy holgado para fácil
montaje aun con roscas sucias o recubrimientos muy gruesos.
• Las clases 2A y 2B, se utilizan son las de utilización mas frecuente, proporcionan mayor
resistencia que las anteriores permitiendo la aplicación de recubrimientos resistentes a la
corrosión
• Las clases 3A y 3B, se utilizan en aplicaciones especificas en las que es importante el
aprieto y la precisión del ángulo, no permiten la aplicación de recubrimientos. Son
adecuadas para la utilización de productos anaeróbicos para fijaciones permanentes y
tuercas elásticas
Por combinación de ellas se establecen 5 clases de ajustes que predicen el juego en un montaje y por
tanto la forma de montaje:
CLASS 1 – AJUSTE CON HOLGURA (montaje con los dedos)
CLASS 2 – AJUSTE LIBRE
CLASS 3 – AJUSTE MEDIO
CLASS 4 – AJUSTE APRETADO (montaje con llave)
CLASS 5 – MONTAJE MUY APRETADO (de uso desaconsejable)

Tolerancias mecanicas

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