Los ejes (figura 1) soportan elementos de máquinas, en reposo o giratorios, como son poleas de correa, ruedas dentadas, rodetes, tambores y similares. Pueden estar en reposo, girando las piezas de máquinas que sustentan, o pueden girar, arrastrando dichas piezas. Soportan esfuerzos de flexión y transmiten momentos torsionales.
Los ejes con orificios longitudinales en el centro se llaman ejes huecos (fig. 1d). Las partes de los ejes que giran en los apoyos se llaman gorrones o muñones. Los ejes cortos se denominan también ejes bulones o solamente bulones.
Para la transmisión de fuerzas entre grupos móviles de accionamiento y de trabajo, se emplean también ejes flexibles. Están
formados por almas de varias capas que se conducen por el interior de un tubo flexible, metálico, que los protege (figura 2).
En general, los ejes se construyen de aceros St 42 o St 50, y los que están sometidos a elevados esfuerzos, de St 60. El empleo de aceros aleados, cuando existen esfuerzos oscilantes (flexión alternativa), solamente es ventajoso si no existen efectos de entalladura, ya que los aceros de alta resistencia son sumamente sensibles a este tipo de esfuerzos. Para la elección de los aceros pueden también ser determinantes las condiciones de corrosión.
Los ejes rectos de hasta 150 mm de diámetro se obtienen generalmente de perfiles redondos torneados, descortezados o estirados en frío, y los de diámetros superiores, o a veces escalonados, se obtienen de piezas forjadas por mecanización con arranque de viruta. Los gorrones y escalones se terminan, según las exigencias, con un torneado de precisión, rectificado, pulido a presión, prensado o lapeado. Cuando han de estar sometidos a esfuerzos elevados pueden también recibir un temple superficial (el núcleo debe permanecer blando), y un superacabado. Los ejes construidos de aceros aleados de alta resistencia, no son más rígidos que los fabricados de aceros de construcción en general, ya que ambos tipos de material tienen igual módulo de elasticidad.
Cuando son huecos, con diámetro de agujero de 0,5 d, pesan un 25 % menos que si fueran macizos, sin embargo, conservan aproximadamente el 95 % del momento resistente.
Los ejes muy revolucionarlos, a partir de n = 1500 r.p.m., deben ser rígidos, tener apoyos fijos y estar equilibrados.
Para evitar los desplazamientos axiales, deben fijarse mediante escalones (tope lateral en el cojinete), anillos de retención o anillos de seguridad.
Los esfuerzos de flexión alternativos de los ejes giratorios, traen consigo el peligro de rotura por fatiga (efectos de entalladura) en todas las transiciones de sección, rebajes, ranuras, etc. Las puntas de tensión pueden eliminarse adoptando diversas precauciones durante el diseño. La figura 3 muestra la medida en que se hacen presentes. También pueden aparecer puntas de tensión cuando se montan cubos en los ejes.
El flujo de fuerzas que circula longitudinalmente por un eje es de una importancia decisiva para su resistencia. En los ejemplos de la figura 3 se ve claramente que formas desvían más suavemente el flujo de fuerzas y reducen menos la resistencia a la fatiga. También puede desviarse más suavemente el flujo dotando a las piezas de ranuras de descarga (E en la fig. 3). Se recomienda comprobar el flujo de fuerzas en los ejes sometidos a esfuerzos de flexión alternativos, ya que, casi siempre, se encuentran posibilidades de aumentar la resistencia a la fatiga de estas piezas.

Gorrones portantes
Los gorrones (fig. 4) son sólidos de revolución cilíndricos, cónicos o esféricos, situados en los ejes y que giran o permanecen en reposo dentro de los cojinetes (gorrones de marcha o de reposo).
En los gorrones portantes la carga actúa perpendicularmente a su sentido longitudinal. Cuando están situados en el extremo de un eje, se llaman gorrones frontales: si van en el centro de un tramo, gorrones de cuello.
En general, los resaltes o escalones, que pueden absorber pequeñas fuerzas axiales, sirven como elementos de seguridad de la posición axial. La altura de los resaltes ha de ser como mínimo a = 0,1 d y el ancho b = 0,1 ... 0.15 d. En lugar de resaltes pueden calarse también anillos o, en el caso de esfuerzos moderados, montarse anillos de ajuste (fig. 5). Los gorrones esféricos posibilitan la movilidad angular del eje; sin embargo, a causa de sus desfavorables condiciones de rozamiento, son menos apropiados que los gorrones de marcha. Por motivos técnicos de fabricación o de limitaciones de material resulta ventajoso, con frecuencia, utilizar gorrones sueltos atornillados o fijados a presión, como en el caso de los gorrones para cigüeñales, según la figura 6.

Gorrones de apoyo
Los gorrones de apoyo soportan los esfuerzos axiales de los ejes, sirviendo de asiento a estos elementos. Para presiones reducidas son adecuados los gorrones de asiento total (fig. 7a). Puesto que la velocidad de deslizamiento en la periferia es máxima, siendo nula en el centro, estas piezas se desgastan desigualmente y no permanecen planas. Teóricamente, la presión superficial en el centro crece hasta un valor infinitamente grande, lo que produce dificultades en el engrase. Con los gorrones de asiento anular (fig. 7b), se evita notablemente esta desventaja. Es conveniente utilizar gorrones templados que marchen contra placas de apoyo templadas o de hierro fundido. Las placas de apoyo de forma lenticular S, según figura 7c, se ajustan por si misma a la superficie de marcha. Los gorrones esféricos (fig. 7d) se ajustan también automáticamente, pero no son apropiados como gorrones de marcha a causa de las condiciones de rozamiento desfavorables que concurren en ellos.

Resistencia
Momentos de flexión y de torsión; momento de inercia y momento resistente
Los ejes pueden considerarse como vigas apoyadas en dos puntos, sometidas a la acción de fuerzas centradas F que dan lugar, en las zonas de los cojinetes, a las fuerzas en los apoyos FA y FB. En la figura 8 se representan las secciones peligrosas mediante líneas onduladas y cifras. Pueden considerarse como peligrosas las secciones transversales de todos los resaltes, ranuras, gargantas y similares; en ejes lisos, la sección transversal en el punto del máximo momento de flexión. Las fuerzas F proceden de los esfuerzos en los dientes, de la tracción de las correas, del peso de las piezas soportadas, etc.
Si las fuerzas F no actúan en un mismo plano, las fuerzas centradas se descomponen en sus componentes horizontales y verticales FX y FY., considerándose dos planos de fuerzas. Los momentos flectores MX y MY en estos planos perpendiculares entre sí, se suman geométricamente en cada una de las secciones, dando el momento de flexión M resultante (fig. 9). Para mayor claridad, se han dibujado los momentos en las direcciones de las fuerzas (superficies cortadas), aunque realmente actúan perpendicularmente a dichas superficies. El momento flector resultante es decisivo para el cálculo de la resistencia. También pueden presentarse fuerzas axiales, por ejemplo, fuerzas de empuje debidas a las ruedas de dentado inclinado, que producen tensiones de tracción o de compresión adicionales en las secciones transversales.
Puesto que los ejes siempre transmiten momentos de torsión estarán sometidos también a esfuerzos de torsión. La mayor parte de las veces, este momento de torsión no se transmite a través de todo el eje. Se inicia en un determinado elemento de la máquina que actúa como pieza motriz y sale por otros (fig. 10).
Para calcular las tensiones de flexión y torsión hace falta conocer el momento resistente a la flexión, W_B, y el momento resistente a la torsión W_T, de la sección transversal.

Deformación
Deformación por esfuerzo de flexión
Los ejes sufren flexiones por las fuerzas F (fig 11). Con frecuencia, los ejes largos y delgados pueden ser suficientemente fuertes, sin embargo se deforman en el funcionamiento, ocasionando por ejemplo, diferencias en el engrane de mecanismos de ruedas dentadas o recalentamientos por la presión en los bordes de los cojinetes.
Por eso, en casos críticos, debe calcularse la flexión y la oblicidad de los gorrones.

Deformación por esfuerzos de torsión
El momento de torsión determina el giro de las secciones transversales. Los ejes largos, por ejemplo, los empleados en transmisiones, se deforman ya considerablemente con un momento de torsión relativamente pequeño. Esta deformación produce, debido a la elasticidad del eje, movimientos torsionales pendulares perjudiciales en las piezas montadas en el eje. Por eso el ángulo de torsión se limita hasta un valor de 0.25°/m.

Velocidad Crítica
Velocidad Crítica de Flexión
Los ejes son resortes elásticos a flexión, que están unidos a las masas de las piezas montadas en ellos. Al recibir el impulso de una fuerza, efectúan oscilaciones propias amortiguadas. En su giro, actúan impulsos de fuerza centrífuga, periódicos, consecuentes con el número de revoluciones (fig 12), ya que el centro de gravedad de las masas giratorias no coinciden exactamente con el punto de gravedad teórico, debido a las inevitables tolerancias de fabricación. Entonces, si la velocidad de servicio alcanza por casualidad el valor de la frecuencia propia de oscilación del sistema de oscilación del eje, se produce la resonancia. Con una marcha irregular, el eje oscila cada vez más hasta llegar a su rotura. La velocidad de resonancia se llama velocidad crítica de flexión n_crit.
Cuando la velocidad crítica de flexión n_crit sea más pequeña que el número de revoluciones n del servicio hay que procurar sobrepasar deprisa el punto peligroso, mediante un rápido arranque de las máquinas. Los ejes delgados y largos tienen una velocidad crítica de flexión baja, alcanzando mayor valor en los cortos y gruesos.
La velocidad crítica de flexión es independiente de la posición ulterior horizontal, vertical o inclinada del eje.
Puesto que la masa propia del eje no interviene en el cálculo, la velocidad crítica de flexión calculada queda un poco por encima de la velocidad real. La diferencia aumenta en la proporción en que lo hace la flexión propia. Por eso, un sistema de eje debe dimensionarse de tal forma que su velocidad crítica calculada n_crit quede con suficiente seguridad por encima o por debajo del número de revoluciones de servicio n. Para los sistemas con ejes pesados cargados con elementos de máquinas ligeros, se obtienen valores más exactos de n_crit si se añaden las fuerzas debidas al peso propio de los tramos parciales como fuerzas aisladas en sus correspondientes puntos de gravedad. Pero esto tampoco es completamente exacto, puesto que los tramos representan fuerzas debidas al peso del recorrido.

Velocidad crítica de torsión
Puesto que un eje actúa simultáneamente como un resorte de barra redonda, efectúa oscilaciones torsionales amortiguadas (movimientos pendulares torsionales), junto con las masas que lleva montadas, cuando es impulsado por un momento de giro. Si el eje recibe estos impulsos cuando ya está girando, como ocurre, por ejemplo, en los cigüeñales de las máquinas de émbolos, se produce también la resonancia con las oscilaciones torsionales cuando la velocidad de servicio coincide con la frecuencia propia del sistema oscilante. Esta velocidad crítica de torsión n_crit es tan peligrosa como la velocidad crítica de flexión. Sin embargo, los impulsos del momento de torsión se producen solamente en casos especiales.

Engranaje es una rueda o cilindro dentado empleado para transmitir un movimiento giratorio o alternativo desde una parte de una máquina a otra. Un conjunto de dos o más engranajes que transmite el movimiento de un eje a otro se denomina tren de engranajes. Los engranajes se utilizan sobre todo para transmitir movimiento giratorio, pero usando engranajes apropiados y piezas dentadas planas pueden transformar movimiento alternativo en giratorio y viceversa.

Engranajes simples
El engranaje más sencillo es el engranaje recto, una rueda con dientes paralelos al eje tallados en su perímetro. Los engranajes rectos transmiten movimiento giratorio entre dos ejes paralelos. En un engranaje sencillo, el eje impulsado gira en sentido opuesto al eje impulsor. Si se desea que ambos ejes giren en el mismo sentido se introduce una rueda dentada denominada 'rueda loca' entre el engranaje impulsor o motor y el impulsado. La rueda loca gira en sentido opuesto al eje impulsor, por lo que mueve al engranaje impulsado en el mismo sentido que éste. En cualquier sistema de engranajes, la velocidad del eje impulsado depende del número de dientes de cada engranaje. Un engranaje con 10 dientes movido por un engranaje con 20 dientes girará dos veces más rápido que el engranaje impulsor, mientras que un engranaje de 20 dientes impulsado por uno de 10 se moverá la mitad de rápido. Empleando un tren de varios engranajes puede variarse la relación de velocidades dentro de unos límites muy amplios.
Los engranajes interiores o anulares son variaciones del engranaje recto en los que los dientes están tallados en la parte interior de un anillo o de una rueda con reborde, en vez de en el exterior. Los engranajes interiores suelen ser impulsados por un piñón, un engranaje pequeño con pocos dientes. La cremallera (barra dentada plana que avanza en línea recta) funciona como una rueda dentada de radio infinito y puede emplearse para transformar el giro de un piñón en movimiento alternativo, o viceversa.
Los engranajes cónicos, así llamados por su forma, tienen dientes rectos y se emplean para transmitir movimiento giratorio entre ejes no paralelos.

Engranajes helicoidales
Los dientes de estos engranajes no son paralelos al eje de la rueda dentada, sino que se enroscan en torno al eje en forma de hélice. Estos engranajes son apropiados para grandes cargas porque los dientes engranan formando un ángulo agudo, en lugar de 90º como en un engranaje recto. Los engranajes helicoidales sencillos tienen la desventaja de producir una fuerza que tiende a mover las ruedas dentadas a lo largo de sus ejes. Esta fuerza puede evitarse empleando engranajes helicoidales dobles, o bihelicoidales, con dientes en forma de V compuestos de medio diente helicoidal dextrógiro y medio diente helicoidal levógiro. Los engranajes hipoides son engranajes cónicos helicoidales utilizados cuando los ejes son perpendiculares pero no están en un mismo plano. Una de las aplicaciones más corrientes del engranaje hipoide es para conectar el árbol de la transmisión con las ruedas en los automóviles de tracción trasera. A veces se denominan de forma incorrecta engranajes en espiral los engranajes helicoidales empleados para transmitir rotación entre ejes no paralelos.
Otra variación del engranaje helicoidal es el engranaje de husillo, también llamado tornillo sin fin. En este sistema, un tornillo sin fin largo y estrecho dotado de uno o más dientes helicoidales continuos engrana con una rueda dentada helicoidal. La diferencia entre un engranaje de husillo y un engranaje helicoidal es que los dientes del primero se deslizan a lo largo de los dientes del engranaje impulsado en lugar de ejercer una presión de rodadura directa. Los engranajes de husillo se utilizan para transmitir rotación (con una gran reducción de velocidad) entre dos ejes perpendiculares.

Engranajes Rectos
Definiciones
Las principales partes de los dientes de un engranaje se indican en la figura 1.
Paso Circular Pc es la distancia desde un punto de un diente hasta el punto correspondiente de un diente adyacente, medida sobre la circunferencia primitiva.
donde D= diámetro primitivo y N= número de dientes del engranaje.
Paso Diametral Pd es el número de dientes de un engranaje por pulgada de diámetro.
Línea de engranaje es una línea normal al perfil de un par de dientes engranados, en su punto de contacto.
Ángulo de Presión φ es el ángulo entre la línea y la tangente común a las circunferencias primitivas.
Punto de Tangencia es el punto de tangencia de las circunferencias primitivas.
Razón de las velocidades angulares (o razón de transmisión) es la razón de la velocidad angular del piñón a la velocidad angular del engranaje acoplado. La razón de las velocidades angulares es inversamente proporcional a la razón de los números de dientes de los dos engranajes y para el caso de engranajes rectos es también proporcional a la razón de los diámetros primitivos.

Ley Fundamental del Engranaje:
La normal común a perfil del diente en el punto de contacto debe pasar siempre por un punto fijo, llamado de tangencia, con el fin de mantener constante la razón de las velocidades angulares de los engranes. La curva envolvente satisface la ley del engranaje y es la que se usa más a menudo en el perfil de los dientes de engranajes. Frecuentemente se utiliza en el perfil de los dientes de un engranaje, una combinación de las curvas envolventes y cicloide, para evitar interferencia. En esta forma compuesta, aproximadamente el tercio central del perfil tiene forma envolvente, mientras que el resto es cicloidal.

Interferencia
Con ciertas condiciones, los perfiles de forma envolvente recubren o cortan los perfiles de los dientes del otro engranaje. Esta interferencia se puede evitar si el radio de cabeza máximo de cada engranaje es igual o menor que

Resistencia de los dientes de un engranaje.
Al comenzar la acción entre un par de dientes que engranan, el flanco del diente motor hace contacto con la punto del diente accionado. Despreciando el rozamiento, la carga total Wn es normal al perfil del diente y se supone que es conducida por este diente. W, la carga componente de Wn perpendicular a la línea media del diente, produce un esfuerzo de flexión en la base del diente. La componente radial Wr se desprecia. La parábola que se muestra en la figura 2 bosqueja una viga de resistencia constante. Por tanto, la sección mas débil del diente es la sección A-A, donde la parábola es tangente al contorno del diente. Se supone que la carga está uniformemente distribuida a través de toda la cara del diente.
El esfuerzo de flexión producido, s, es
Despejando W y multiplicando y dividiendo por Pc
La relación t²/6hPc es una cantidad adimensional denominada el factor de forma y. Este factor de forma y es una función de la forma del diente, la cual a su vez depende del sistema de dientes utilizados y del número de dientes del engranaje.
Por conveniencia W se aproxima a la fuerza transmitida F, la cual se define como el momento de torsión dividido por el radio primitivo. Reemplazando F y el factor de forma y se obtiene la forma usual de la ecuación de Lewis.

Esfuerzos Permisibles en el diente.
Los esfuerzos máximos permisibles en el diseño de dientes de engranajes, dependen del material y de la velocidad de la línea primitiva. Para engranajes rectos
donde s_o es el coeficiente estático unitario corregido por los valores de la concentración media de esfuerzos del material del engranaje (psi) y V es la velocidad en la línea primitiva (pies/min.)

Cargas Dinámicas en el diente.
Las inexactitudes en el perfil del diente y en los espaciamientos, el desalineamiento en el montaje y la deformación del diente producida por la carga causan cambios de velocidad que producen fuerzas dinámicas en los dientes, que son mayores que la fuerza transmitida. La carga dinámica F_d está dado por la ecuación de Buckingham
donde F_d = carga dinámica del diente
V = Velocidad en la línea primitiva
B = longitud del diente
F = momento de torsión del engranaje entre el radio primitivo del engranaje
C = una constante que depende de la forma del diente, del material utilizado y del grado de exactitud con que se talle el diente.

Cargas de desgastes en el diente. Ecuación de Buckingham
Para garantizar la durabilidad de un par de engranajes, el esfuerzo de contacto entre los dientes, determinado por la carga de desgaste F_w no debe ser excesivo
Donde
D_p= diámetro del engranaje pequeño(piñón)
Q= 2N_g/¨(N_P+N_g)
K= factor de esfuerzo por fatiga
Donde
S_es= límite de fatiga de las superficies de los engranajes
E_p= módulo de elasticidad del material del piñón
E_g= módulo de elasticidad del material del engranaje
La carga de desgaste F_w es una carga permisible que debe ser mayor que la carga dinámica F_d.

Diseño basado en el engranaje más débil
La cantidad de fuerza que pueda transmitirse al diente de un engranaje es una función del producto s_oy, como se expresa en la ecuación de Lewis. Para dos engranajes acoplados, el más débil tendrá el menor valor de s_oy.
Cuando los dos engranajes están hechos del mismo material, el más pequeño (piñón) será el más débil, y por tanto, controlará el diseño.

En la figura 3 se ve un engranaje helicoidal con la hélice siniestra.
Ψ = αngulo de la hélice
F = Fuerza transmitida (fuerza que produce el momento)
F_e = empuje axial = F tan ψ
Pc = paso circular circunferecial
Pnc = paso circular normal
B = longitud del diente
Pd = paso diametral, medido en el plano de rotación
Pnd = paso diametral normal, medido en el plano normal al diente

Diseño basado en la resistencia.
Suponiendo que la carga se distribuye lo mismo que en los engranajes cilíndricos de dientes rectos y mirando el diente en sentido normal a la hélice, la carga F que se utliza en la ecuación de Lewis es:
Donde k = b/Pc (limitado a un valor de más o menos 6)
El esfuerzo permisible s puede tomarse aproximadamente igual al límite de fatiga del material en carga, corregido por el efecto de la concentración de esfuerzos y multiplicado por un factor de velocidad:
Carga Límite de Fatiga F_O
Se basa en la ecuación de Lewis, sin que haya factor de velocidad
Carga Dinámica F_d
Es la suma de la carga transmitida y el incremento de carga debido a los efectos dinámicos
Carga límite de desgaste F_w
Para engranajes helicoidales puede determinarse por medio de la ecuación de Buckingham basada en el desgaste

Los elementos de un engranaje cónico se muestran en la figura 4
Diseño por resistencia
El diseño de un engranaje cónico de dientes rectos se puede hacer con base a la ecuación de Lewis. Debe observarse que el diente se adelgaza y su sección transversal se hace más pequeña a medida que convergen hacia el vértice del cono.
La fuerza permisible que se puede transmitir es
Donde L = generatriz del cono, la cual es igual a la raíz cuadrada de la suma de los cuadrados de los radios primitivos de los engranajes acoplados (para ejes que se cortan a 90°)
Esfuerzos Permisibles s
Para las condiciones medias pueden tomarse como:
Carga de fatiga límite
Carga dinámica
Carga límite de desgaste
Puede aproximarse por:
Donde D_P, b, K y Q son los mismos que los engranajes cilíndricos rectos, con la diferencia que Q se basa en el número formativo de dientes y α es el ángulo primitivo del piñón

Dispositivo mecánico de tracción o elevación, formado por una rueda (también denominada roldana) montada en un eje, con una cuerda que rodea la circunferencia de la rueda. Tanto la polea como la rueda y el eje pueden considerarse máquinas simples que constituyen casos especiales de la palanca. Una polea fija no proporciona ninguna ventaja mecánica, es decir, ninguna ganancia en la transmisión de la fuerza: sólo cambia la dirección o el sentido de la fuerza aplicada a través de la cuerda. Sin embargo, con un sistema de poleas móviles (también llamado polipasto) sí es posible obtener una ventaja o ganancia mecánica, que matemáticamente se define como el cociente entre la fuerza de salida (carga) y la fuerza de entrada (esfuerzo). En el caso ideal la ganancia mecánica es igual al número de segmentos de cuerda que sostienen la carga que se quiere mover, excluido el segmento sobre el que se aplica la fuerza de entrada. El rozamiento reduce la ganancia mecánica real, y suele limitar a cuatro el número total de poleas.

Transmisión por Correas
Las correas planas y las correas en v se pueden emplear para trasmitir potencia de un eje a otro, cuando no se necesita mantener una razón de velocidades exacta entre los dos ejes. En la mayor parte de las trasmisiones por correa, las pérdidas de potencia debidas al deslizamiento y al arrastre son de 3 a 5 por ciento. En el presente estudio se supone que los ejes son paralelos. Sin embargo, tanto las correas planas como las correas en V se pueden utilizar para trasmitir potencia entre ejes no paralelos, si se satisfacen requerimientos especiales. En este caso, para que la correa se apoye correctamente sobre las poleas, se debe aproximar cada polea a un plano central perpendicular al eje de rotación de la polea.
El diseño de una correa implica la selección de la correa adecuada para trasmitir una determinada potencia o bien, la determinación de la potencia que se puede trasmitir con una correa plana o con una correa en V dada. En el primer caso, la anchura de la correa es desconocida, mientras que en el segundo caso es conocida. En ambos casos se supone el espesor de la correa.
La potencia trasmitida por una trasmisión por correa es una función de las tensiones y de la velocidad de la correa.
Donde
T₁ = tensión en el ramal tirante de la correa
T₂ = tensión en el ramal flojo de la correa
v = velocidad de la correa.
Cuando el espesor de una correa plana es dado, pero se desconoce su anchura, se emplea la siguiente fórmula para determinar el esfuerzo s₂.
Donde
S₁= esfuerzo máximo permisible,
s₂= esfuerzo en el ramal flojo de la correa,
w’= peso de 1 pie de una correa que tiene una sección transversal de 1 pulg²
v = velocidad de la correa, en p/seg
g= aceleración de la gravedad, 32,2 p/seg2
f = coeficiente de rozamiento entre la correa y la polea
α= αngulo de abrazamiento de la correa sobre la polea, en rad
En caso que se desconozca la anchura, el área de la sección trasversal requerida puede determinarse por
Por consiguiente, la anchura que debe tener la correa es b = área/espesor. El valor de (T₁ –T₂) puede determinar con base en los caballos de fuerza estipulados:
La máxima tensión en el ramal tirante de la correa depende del esfuerzo permisible del material de la correa. Generalmente se utilizan cuero y tejido de algodón impregnados en caucho y superpuestos en capas. Las correas de cuero se pueden obtener de una sola capa, dos y tres capas.
Para determinar el valor de T₂, tanto para correas planas como para correas en V, cuando la anchura y el espesor de la correa son conocidos, se emplea la fórmula
Donde
w = peso de 1 pie de correa;
v = velocidad de la correa, p/seg;
g = aceleración de la gravedad, 32,2 p/seg
f= coeficiente de rozamiento entre la correa y la polea;
α= αngulo de abrazamiento, radianes;
β= αngulo de la garganta, para correas en V (para una correa plana β es 180°).
La cantidad wv²/g es debida a la fuerza centrífuga que tiende a separar la correa de la polea y reduce la potencia que se puede trasmitir.
La capacidad de conducir carga de un par de poleas está determinada por la que tenga el menor valor de . Es por esta razón que una correa en V se puede utilizar con una polea acanalada y una polea plana, con lo cual se economizan gastos innecesarios.
La excesiva flexión de una correa hace que su vida se disminuya. Para obtener una vida razonable de la correa. la relación mínima del diámetro de una polea al espesor de la correa debe ser aproximadamente 30.

Angulos de Abrazamiento
Los ángulos de abrazamiento de una correa abierta (Figura 1) se pueden determinar por:
Los ángulos de abrazamiento de una correa cruzada se pueden determinar por