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Frenos




Enviado por sancar



    Indice
    1.
    Planteamiento del problema

    2. Suposiciones y
    datos.

    3. Metodo de calculo y variables
    utilizadas

    4. Calculos
    5. Datos
    Experimentales

    6. Materiales [4]
    7. Conclusión
    8.
    Bibliografía

    1. Planteamiento del problema

    El problema en estudio consiste en evaluar el
    funcionamiento del freno utilizado en el torno Colchester
    Student 1800 ubicado en el taller de maquinas herramientas
    de la Universidad
    Nacional de Colombia sede
    Medellín. La función de
    este freno es hacer parar la máquina en una eventual
    emergencia, por lo tanto su uso no es constante, como lo seria el
    freno de un carro.

    Descripcion Del Mecanismo
    El mecanismo de accionamiento del freno se realiza por medio
    mecánico a través de una palanca (2 barras) ver
    anexo 1, el operario aplica una fuerza de
    aproximadamente 40 Kg y su dirección se asumirá perpendicular a
    la recta AC (figura 1).

    Fig 1. esquema mecanismo de frenado.

    La fuerza se
    transmite en dirección a la barra BC, la cual la hace
    subir y permitir el contacto de la pasta contra la polea y
    así lograr el objetivo de
    parar la maquina debido a la fricción entre los dos
    materiales.
    La fuerza ejercida por el resorte se desprecia debido a que es
    muy pequeña comparada con la realizada por el operario, la
    única función
    del resorte es devolver el freno a su posición
    inicial.

    Requisitos de frenado y condiciones criticas.
    El freno por ser de seguridad debe
    parar en un tiempo
    relativamente corto, para hacer un estimativo de este tiempo, y en
    general para evaluar el freno, se deben considerar las masas que
    se debe frenar en determinado momento, para esto se escogen
    condiciones criticas en las cuales el torno podría estar
    en movimiento.
    Estas condiciones se pueden presentar cuando la pieza a maquinar
    es del mayor tamaño posible que permite las restricciones
    tecnológicas del torno.
    Se analiza el freno con la pieza mas grande y mas larga que se
    pueda montar en el mandril y suponiendo que se opera con en ella
    la velocidad
    máxima (1800 RPM), dicha pieza tiene dimensiones de 0.2 m
    de diámetro y 0.42 m de longitud.
    Para estas condiciones se tienen las masas de los engranajes de
    la caja de velocidades, e inercias de los elementos mostrados en
    la figura 2.
    Igualmente en esta figura se muestra
    esquemáticamente el entorno donde se plantea el problema,
    de una manera esquemática se presenta el mecanismo, los
    requisitos de frenado y a su vez se plantea en el esquema los
    diferentes engranajes que participan uno con otro en color rojo para
    obtener una combinación en la cual el eje del husillo (eje
    S) gira a 1800 RPM.

    El numero de dientes de cada engranaje, y las
    informaciones adicionales se presentan mas adelante en el
    ítem 2. suposiciones y datos y se pueden
    observar en el anexo 2.

    Esquema General

    Fig. 2 esquema de los elementos a considerar para
    evaluar el sistema de
    freno.

    Como se puede observar en esta figura el motor trasmite
    potencia de la
    polea motriz (POLEA 1) a la polea conducida ( POLEA 2. polea que
    es directamente frenada ), esta polea conducida trasmite la
    potencia al eje B
    que para el caso de 1800 RPM trasmite la potencia a través
    del engranaje C de 33 dientes al eje D por medio del engranaje H
    de 28 dientes, el eje D trasmite a través del engranaje F
    de33 dientes al eje E a través del engranaje X de 28
    dientes. El eje E trasmite a través del engranaje Y de 37
    dientes al eje imaginario por medio del engranaje J de 24
    dientes.

    El nombre de eje imaginario debido a que como es un eje
    en el cual se encuentran montados los engranajes J,K, y L, pero
    en realidad tal eje no existe, es decir estos engranajes J,K y L
    no están solidarios al eje D, si no que deslizan sobre el
    a una velocidad
    diferente.

    El eje ficticio trasmite potencia a través del
    engranaje K de 44 dientes al eje S ( eje del mandril ) por medio
    del engranaje O de 54 dientes, el eje S trasmite por medio del
    engranaje M de 43 dientes al eje H por medio del engranaje Q de
    35 dientes que no es mas que un engranaje intermedio utilizado
    para que el G gire en la misma dirección del eje S como
    puede verse en los catálogos anexos el engranaje Q tiene
    un ancho de cara bastante grande ya que es un engranaje altamente
    esforzado.

    El eje H trasmite a través del engranaje Q de 35
    dientes al eje G por medio del engranaje S de 43 dientes, el eje
    G trasmite por medio del engranaje R de 55 dientes al eje I por
    medio del engranaje U de 96 dientes, el eje I trasmite por medio
    del engranaje T de 35 dientes al eje de roscas y avances por
    medio del engranaje V de 90 dientes, este eje entra a un tren de
    engranajes encargado del avance automático de los carros
    longitudinal y trasversal el cual no se considera en al evaluación
    por la dificultad de acceder hasta los engranajes.

    2. Suposiciones y
    datos.

    • Se supone que se esta operando el torno sin
      automático y no se considera que se esta realizando una
      operación de roscado por lo cual no se tiene en cuenta
      la caja de engranajes para el tornillo patrón y la barra
      de avance, ya que cuando se esta maquinando, el corte es un
      factor que ayuda a la hora de parar la maquina, su velocidad
      angular es muy baja, además el acceso a esta caja de
      engranajes no fue posible debido a la complejidad en donde va
      montada.
    • no se consideran los engranajes U y V (ver esquema
      general figura 2) y anexo 2 ya que estos engranajes de la lira
      están hechos de algún tipo de plástico
      con muy baja densidad, por
      lo tanto la inercia de los ejes G, I y eje patrón
      también se desprecia.
    • Se desprecian las inercias de los ejes.
    • Tanto los materiales
      de los engranajes, como la pieza a maquinar, las poleas, la
      volante y el mandril, se consideran hechos en alguna
      aleación de acero con
      una densidad
      promedio de r
      = 7850 Kg/m^3

    Se supone que se efectúa una operación
    ocasional por lo que el freno parte de temperatura
    ambiente,
    contrario al caso de operación periódica en la cual
    queda un calentamiento residual que influye en una nueva
    operación de frenado, por lo tanto la temperatura no
    es un factor determinante en el diseño
    de este freno.

    • Los datos iniciales, son algunas medidas
      geométricas mostradas en las figuras 1 y 2, la velocidad
      en el eje S de 1800 RPM.
    • El operario puede realizar una fuerza de
      aproximadamente 45 Kg = 441.45 N
    • El material para el revestimiento de asbesto moldeado
      cuyo coeficiente de fricción actuando con hierro
      fundido o acero esta
      en el rango de 0.2 a 0.5 en seco. Para este rango se calcula
      con un coeficiente de 0.3.
    • El motor es
      trifásico de 1750 RPM y 3 Hp.
    • Los datos de entrada se pueden resumir en la tabla
      1.
    • Se suponen módulos iguales para todos los
      engranajes igual a 2 mm.

    De = Dp + 2 * Mod
    De = Z * Mod + 2 * Mod
    De = Mod ( Z +2 )
    Mod = De / ( Z+2 ) Ecuación 1
    Se mide el diámetro exterior de un engranaje ( engranaje Q
    Ver esquema general Figura 2 )
    De = 74 mm
    ZQ = 35
    Aplicando la ecuación se tiene Mod = 2 ( y se supone que
    todos los engranajes tienen el mismo modulo )
    De : Diámetro exterior
    ZQ : numero de dientes del engranaje Q
    Mod : modulo del engranaje
    Dp : diámetro primitivo del engranaje
    Z : numero de dientes
    L: ancho de cara de un engranaje

    ENGRANAJE

    Nº DIENTES(Z)

    ANCHO CARA (m)

    A

    29

    0,01

    diam. Polea 1

    dp1

    0,083

    B

    24

    0,014

    diam. Polea 2

    dp2

    0,133

    C

    33

    0,01

    ancho polea 1

    L1

    0,034

    D

    20

    0,014

    ancho polea 2

    L2

    0,055

    E

    16

    0,02

    F

    33

    0,01

    diam. Volante

    0,18

    G

    37

    0,01

    ancho volante

    0,022

    H

    28

    0,01

    I

    41

    0,01

    J

    24

    0,02

    K

    44

    0,014

    L

    24

    0,02

    M

    43

    0,01

    N

    43

    0,01

    O

    54

    0,014

    P

    74

    0,014

    Q

    35

    0,024

    R

    55

    0,01

    S

    43

    0,01

    T

    35

    0,01

    U

    96

    0,01

    V

    90

    0,01

    W

    44

    0,01

    X

    28

    0,014

    Y

    37

    0,014

    Z

    18

    0,02

    TABLA 1. Numero de dientes y ancho de cara de cada
    engranaje.

    3. Metodo de calculo y
    variables
    utilizadas

    Metodo:
    El método en
    general se trata de encontrar un tiempo de frenado, para llegar a
    este y otros resultados se emplean métodos
    tales como el análisis dinámico del sistema,
    conservación de la energía, los cuales se pueden
    sintetizar en métodos
    que aplican los libros de
    diseño
    de máquinas como el Norton[1] y el Shigley[2],
    y la ayuda de documentos o
    recopilaciones técnicas
    de diferentes profesores que han trabajado el tema.
    Como la ecuación para la inercia es similar para todos los
    elementos, en especial para los engranajes, estos se tabulan en
    la tabla 1, utilizando el programa Microsoft
    Excel.

    Variables
    Como se puede ver en la figura 2. los engranajes han sido
    nomenclados de manera sistemática, empleando las letras
    del alfabeto, así para cada engranaje corresponde una
    letra y un número de dientes (ver tabla 1).
    Las variables
    geométricas se obtienen directamente del modelo
    físico y otras se obtienen por construcción.

    4. Calculos

    Analisis Cinematico

    Se tiene:

    Aprovechando esta relación, se tiene la velocidad
    angular de cada eje en términos de la velocidad angular
    del eje dado (eje S=1800 RPM)

    según estas relaciones, se necesitan 1654 RPM en
    el motor, este es un dato aproximado aceptable, ya que
    debería ser 1750 RPM, puede haber perdidas en el sistema
    de transmisión, errores por supuestos y aproximaciones o
    deslizamiento de las correas, aunque este no sea tan
    intenso.

    Calculo de la inercia en cada eje
    Ecuacion general de inercia
    Para el calculo de las inercias de los engranajes se construye la
    siguiente ecuación:
    m = ( p d^2 * L
    * j acero )/4
    Ecuación 2
    I = (m * (d/2)^2) / 2 Ecuación 3
    Remplazando la ecuación 2 en la ecuación 3 se tiene
    :
    I = (p *
    L* j acero *
    d^4) / 32 Ecuación 4
    d = Z * Mod Ecuación 5
    remplazando la ecuación 5 en la ecuación 4, usando
    como modulo el valor de 0.02
    m y la densidad del acero como 7850 Kg/m^3 se tiene la siguiente
    ecuación para la inercia de masa de los engranajes en
    función del numero de dientes y del ancho de cara
    L:

    I = ( 3.92 10 ^ -9 ) * p * L * Z^ 4 Ecuación 6

    Resultados Según Ecuaciones De
    Inercia
    Con base en la ecuación 6 se construye la tabla 2 en donde
    aparece la identificación del piñón, el
    numero de dientes, el ancho de cara y la inercia de cada engrane
    calculada en Excel.
    Además se calcula las inercias para las poleas y la
    volante como si estos fueran discos sólidos.

    ENGRANAJE

    Nº DIENTES(Z)

    ANCHO CARA (L)

    I (KgM^2)

    metros

    (3.92E-9)*PI()*Z^4*L

    A

    29

    0,01

    8,71E-05

    B

    24

    0,014

    5,72E-05

    eje B

    C

    33

    0,01

    1,46E-04

    D

    20

    0,014

    2,76E-05

    E

    16

    0,02

    1,61E-05

    F

    33

    0,01

    1,46E-04

    G

    37

    0,01

    2,31E-04

    eje D

    H

    28

    0,01

    7,57E-05

    I

    41

    0,01

    3,48E-04

    J

    24

    0,02

    8,17E-05

    K

    44

    0,014

    6,46E-04

    Eje imag.

    L

    24

    0,02

    8,17E-05

    M

    43

    0,01

    4,21E-04

    N

    43

    0,01

    4,21E-04

    eje S

    O

    54

    0,014

    1,47E-03

    P

    74

    0,014

    5,17E-03

    Q

    35

    0,024

    4,44E-04

    eje H

    R

    55

    0,01

    1,13E-03

    S

    43

    0,01

    4,21E-04

    eje G

    T

    35

    0,01

    1,85E-04

    U

    96

    0,01

    0,00E+00

    Eje I

    V

    90

    0,01

    0,00E+00

    eje patrón

    W

    44

    0,01

    4,62E-04

    X

    28

    0,014

    1,06E-04

    eje E

    Y

    37

    0,014

    3,23E-04

    Z

    18

    0,02

    2,59E-05

    Tabla 2. Calculo de las inercias de los
    engranajes.

    *Inercia Eje B

    Ipolea2

    0,013262909

    A hasta D

    3,18E-04

    IB

    1,36E-02

    * INERCIA EJE D

    E HASTA L

    8,17E-04

    ID

    8,17E-04

    * INERCIA EJE E

    W HASTA Z

    9,17E-04

    IE

    9,17E-04

    * INERCIA EJE IMAG.

    J HASTA L

    8,10E-04

    I IMAG

    0,000809645

    * INERCIA EJE H

    * INERCIA EJE MOTOR

    I en eje motriz = Imotor + Ivolante + Ipolea
    motriz

    La inercia aportada por el motor se toma de un
    catálogo de la SIEMENS[3], este catalogo se
    consiguió en el centro de documentación, se nota que tiene varios
    años de uso por lo que su bibliografía no se
    encuentra. En este catalogo se indica que la inercia para un
    motor es .

    Si el motor empleado es de 3 HP a 1750 RPM,

    Potencia nominal ( HP )

    GD^2 del motor Aprox.( Kgf m^2 )

    1/6

    0.0014

    1/3

    0.0016

    ¼

    0.0024

    ½

    0.0033

    ¾

    0.0061

    1

    0.0072

    1.5

    0.0109

    2

    0.0143

    3

    0.0207

    I motor = (GD^2)/4

    I motor = 0.0207/4

    I motor = 0.005175 Kg * m^2

    diam. Volante

    0,18

    ancho volante

    0,022

    I volante

    0,017798453

    diam. Polea 1

    dp1

    0,083

    ancho polea 1

    L1

    0,034

    Ipolea1

    0,001243543

    I eje motriz = 0.024217 Kg
    m´2

    * I S

    I en eje s = Ipieza + Imandril + IM + IN + IO +
    IP

    Para el torno Colcherster Student 1800 la pieza
    más grande que se puede tornear tiene las siguientes
    dimensiones:

    Diámetro=200mm Longitud=420mm

    Tratándose de acero:

    diam. PIEZA

    0,2

    ancho PIEZA

    0,42

    I PIEZA

    0,11097676

    Para el mandril se tiene:

    Figura 3. Dimensiones del mandril

    L1=38mm, L2=90mm, d1=118mm, d2=200mm, di=55mm

    Para un mandril de acero:

    M HASTA P

    7,48E-03

    Asi Ieje S: 0.2342
    Kgm´2

    Calculo de la inercia equivalente:

    La polea que se encuentra en el eje B es la polea que es
    frenada por un recubrimiento con sección transversal
    similar al de una polea trapezoidal ver catálogos anexos .
    Por lo cual es necesario remplazar todo el tren de engranajes,
    las poleas de transmisión, el motor, el mandril, la pieza
    y la volante a un eje con una inercia equivalente girando a la
    velocidad del eje B, esto es posible considerando las
    energías cinéticas de rotación así
    :

    reemplazando los valores de
    las relaciones de transmisión del numeral 4.1 y las
    inercias halladas en el numeral 4.2.2 se tiene:

    IEQUIVALENTE CON PIEZA = 0.786 Kg
    m´2

    IEQUIVALENTE SIN PIEZA = 0.46 Kg
    m´2

    Calculo De Las Fuerzas Normales En
    Funcion De La Fuerza Del Operario Y Geometría
    Del Freno

    senq =
    (0.014/0.21)

    q =3.82

    barra AB es de dos fuerzas y la dirección del
    vector Fn1 es conocida. De la sumatoria de momentos en la barra
    ADC, respecto a D, se tiene:

    Figura 4. Diagrama de
    cuerpo libre de la canal de la polea

    Figura 3. Ensamble banda – polea

    En la figura 3 se ilustran las dimensiones del contacto
    entre la polea y la pastilla.

    Calculo Del Momento De Friccion

    Para calcular el par de fricción se tomará
    un disco con radios ro y ri como se muestra en la
    figura 4.

    Figura 4. Diferencial de área en el contacto
    pastilla – polea

    Para presión
    uniforme:


    Momento: Despejando P y sustituyendo:

    Debido a la inclinación de las caras (se trata de
    una polea en "V"), es necesario descomponer el momento de
    fricción que aporta cada cara según el
    ángulo (ver
    figura 3):

    Para desgaste uniforme:

    Momento:

    Despejando Pmax y sustituyendo

    De igual forma a lo realizado para presión
    uniforme:

    se ve claramente como esta ecuación modela el
    comportamiento
    del freno como si fuera de disco de dos superficies, la
    diferencia es que involucran una inclinación de
    aproximadamente 16° entre lo que seria la superficie del
    disco.

    Si a estas dos formulas se les da valores
    numéricos, de acuerdo al numeral 4.4, se puede expresar el
    momento de frenado en términos del coeficiente de
    fricción y de la fuerza que el operario debe hacer
    así:

    Mf = -0.18635m Fop para desgaste uniforme.

    Mf = -0.18683m Fop para presión uniforme.

    Se puede apreciar la semejanza de ambas teorías, casi es indiferente usar una u
    otra.

    Tiempo De Frenado
    La sumatoria de momentos alrededor del eje del freno cuando se
    comienza a frenar, es:

    reemplazando Mf se tiene:

    tiempo de frenado en función de la velocidad a la
    que se encuentra el eje a frenar, el coeficiente de rozamiento y
    la fuerza que debe realizar el operario.

    Teniendo en cuenta todas las suposiciones realizadas en
    el numeral 2. se realiza un calculo del tiempo
    así:

    m = 0.3

    Fop = 441.5 N

    w B = 1800
    RPM

    Tf = 5.9 seg cuando la pieza mas grande esta
    montada.

    Tf = 3.5 seg cuando no se tiene pieza montada y a la
    máxima velocidad de

    rotación.

    5. Datos
    Experimentales

    para hacerse una idea aproximada de cuanto puede ser el
    coeficiente de fricción para el par de materiales en
    estudio, se propone una pequeña prueba, que
    lógicamente contara con muchos errores e incertidumbres,
    pero igual como experiencia es valida de realizar.
    Consiste en tomar un peso especifico (28 Kg – 275N) y
    dejarlo descargar sobre la barra del freno, simulando así
    la fuerza que ejercería el operario,
    simultáneamente se toma el tiempo que tarda el husillo en
    detenerse partiendo de una velocidad de 1800 RPM y sin tener
    ninguna pieza montada.

    Resultados:
    Se tomaron 8 tiempos así:
    2.74,3.16,3.06,2.95,2.92,3.32,3.10,3.26
    tpromedio = 3.064 seg.
    Con este tiempo se reemplaza en la ecuación del numeral
    4.6 y se obtiene
    m
    = 0.55

    6. Materiales
    [4]

    Polea
    La polea cumple la función de pieza soporte, debe estar
    fabricada de material metálico para evitar que se tenga un
    desgaste elevado y para permitir la evacuación del
    calor
    generado.
    En general la pieza soporte debe cumplir con los siguientes
    parámetros:

    • Contar con resistencia
      mecánica suficiente para evitar
      deformaciones o fallas que impidan el normal funcionamiento del
      freno en las temperaturas de operación. Es importante
      tener en cuenta la fuerza centrífuga.
    • Contar con la rigidez suficiente para tener
      pequeñas deformaciones
    • Tener un coeficiente de fricción con el
      revestimiento estable y adecuado para la
      aplicación.
    • Tener bajo desgaste al friccionar con el
      revestimiento
    • Mantener las superficies lisas, sin erosión
      y continuas después del desgaste
    • No producir erosiones ni superficies irregulares
      sobre el revestimiento
    • Tener una baja deformación por efecto del
      calentamiento (bajo coeficiente de
      dilatación)
    • Contar con una buena conductividad térmica y
      calor
      especifico
    • Tener una baja densidad para limitar las
      inercias.

    Para satisfacer estas exigencias se requieren entre
    otras que el material tenga una estructura
    metalográfica fina, homogénea y con temperaturas de
    transformación elevadas.
    Para embragues (frenos) que operan en seco se utiliza en general
    fundición gris con grafito laminar y matriz
    perlítica fina, con ausencia de ferrita, carburos e
    inclusiones. La composición aproximada es de 3% de
    carbono, 2% de
    silicio y 0.7% de manganeso. Estas fundiciones tienen una
    resistencia
    media a la tracción de 225 MPa, dureza de 225 BHN y modulo
    de elasticidad de
    11×104 MPa. Las principales propiedades
    térmicas son: dilatación térmica de 45.9
    W/m° C,
    calor especifico de 501.6 J/Kg° C y densidad de 7800
    Kg/m3.

    Cuando las velocidades son muy elevadas o se tienen
    solicitaciones altas se suelen utilizar fundiciones nodulares.
    Con revestimientos sinterizados se utilizan aceros al carbono.

    Revestimiento
    se supone que el material del revestimiento para este torno es un
    asbesto posiblemente moldeado, ya que frente al acero presenta
    buenas características de fricción, tiene
    un costo muy bajo y
    amplia gama de aplicaciones, ver anexo3. Otra razón para
    pensar que es un asbesto es que el torno en estudio es una
    maquina relativamente vieja y para ese entonces este era el
    material mas usado, hoy en día este material ya no se
    utiliza debido principalmente a sus efectos nocivos para la
    salud como agente
    cancerigeno.
    Los revestimientos de fricción deben tener ciertas
    propiedades que les permitan operar adecuadamente:

    Coeficiente de fricción:
    el coeficiente de rozamiento esta fuertemente influenciado por
    algunas condiciones de operación como:

    • Temperatura. En general el coeficiente es un poco
      menor a temperaturas bajas, luego toma un valor normal
      para caer a una cierta temperatura crítica en que se
      vuelve inestable. Por ello en ningún caso se debe llegar
      a esta temperatura en operación.
    • Velocidad de rotación. En general el
      coeficiente de fricción baja con un incremento en la
      velocidad. O sea que en general es más bajo para un alto
      deslizamiento.
    • Presión: Al incrementarse la presión en
      general el coeficiente de fricción
      disminuye.
    • Permanencia en el tiempo: con el uso, algunos
      materiales tienen la tendencia a variar con el uso su estado
      superficial y por ende el coeficiente de
      fricción.

    Por lo anterior los materiales utilizados para los
    revestimientos debe tener en lo posible un coeficiente de
    fricción lo más constantes posibles para las
    condiciones de operación y permanencia en el tiempo.
    Adicionalmente dadas las variaciones que se presentan con las
    condiciones de operación los valores
    publicados para los diversos materiales deben tomarse como
    indicativos del coeficiente dinámico medio. Por ello se
    recomienda que al utilizarlos se tome un margen de seguridad del
    orden del 25 al 30%.

    Desgaste
    Es importante que el desgaste sea pequeño para evitar
    modificaciones de la regulación del accionamiento y
    reemplazos frecuentes de los revestimientos.
    Sin embargo es conveniente que se presente desgaste para renovar
    las superficies y mantener el coeficiente constante Así
    mismo debe evitarse en lo posible todo desgaste en la superficie
    de las piezas que hace contacto con él revestimiento.
    El estado
    superficial de los revestimientos deben tener una superficie
    continua. Por ello al desgastarse el revestimiento no se deben
    producir erodaciones o superficies irregulares.
    El espesor de los revestimientos debe prever el desgaste (1 o
    2mm).

    Resistencia mecánica
    El revestimiento debe ser capaz de soportar y transmitir las
    solicitaciones que se le imponen durante la operación
    como:

    • Resistencia a la fuerza centrífuga: El
      revestimiento soporta fuerzas centrífugas considerables
      que tratan de deshacerlo. Para soportarlas se requiere una
      buena resistencia mecánica, un adecuado montaje y
      fijación y una masa (densidad) lo más baja
      posible. Este último aspecto es importante además
      para lograr momentos de inercia bajos.
    • Resistencia al choque: Durante la operación
      las superficies de fricción del embrague (freno) pueden
      chocar y su rotura podría producir daño en las
      instalaciones. Por ello los materiales a utilizar no deben ser
      frágiles.
    • Resistencia al corte: Dado que los revestimientos
      deben transmitir momentos torsores soportan esfuerzos cortantes
      tanto en su superficie como en la fijación,
      especialmente si se utilizan remaches.
    • Dureza y elasticidad:
      El revestimiento debe ser lo suficientemente fuerte como para
      resistir las presiones a las cuales trabaja sin recibir
      incrustaciones, no debe producir desgastes en la superficie de
      la pieza que desliza contra él y debe adaptarse a
      pequeñas irregularidades de la superficie

    Propiedades Térmicas
    Dado que los procesos
    involucrados en el embragado generan calor se requiere que los
    revestimientos conserven las propiedades mecánicas
    (coeficiente de fricción, resistencia mecánica,
    dureza, etc.) a las temperaturas de operación. Así
    mismo es conveniente que permitan la evacuación de calor
    de las superficies de fricción para evitar calentamientos
    locales excesivos.

    Resumen

    • MATERIAL SOPORTE : ACERO
    • MATERIAL DE REVESTIMIENTO : ASBESTO MOLDEADO, BAJO
      COSTO,
      PRESION MÁXIMA DE 50 A 150 PSI, TEMPERATURA
      MÁXIMA DE FUNCIONAMIENTO 500°F.
    • COEFICIENTE DE FRICCION :
      0.3 (0.2 A 0.5)
    • FUERZA QUE DEBE REALIZAR EL OPERARIO : 45
      Kg.
    • FUNCIONAMIENTO BAJO CONDICIONES DE DESGASTE :
      PRÁCTICAMENTE IGUAL QUE SI NO LO ESTUVIERA.
    • TIEMPO DE FRENADO: Tf = 5.9 seg cuando la pieza mas
      grande esta montada.

    Tf = 3.5 seg cuando no se tiene pieza montada y a la
    máxima velocidad de rotación.

    Las condiciones anteriormente descritas son las mas
    criticas posibles variando cualquiera de ellas el tiempo de
    frenado inmediatamente será menor.

    7.
    Conclusión

    el freno en estudio presenta buenas características de diseño, la
    teoría
    de desgaste es similar a la de presión uniforme,
    según mi criterio el freno cumple satisfactoriamente con
    las funciones para
    las cuales fue diseñado, se tiene buena selección
    de materiales, el sistema no es complejo, se tiene baja probabilidad de
    que falle y en general es eficiente según el nivel de
    análisis que se esta realizando, si se
    quiere dar resultados mas comprometedores como el caso de una
    evaluación de un accidente, se tiene que tener mucha mas
    rigurosidad ya que se han descartado varias cosas y supuesto
    otras, lo que puede conllevar a errores en los
    cálculos.
    Parámetros Evaluados
    Tiempo de frenado: aceptable.
    Fuerza del operario: la normal a realizar.
    Potencia especifica: no se tenia referencias para realizar
    comparación.
    Materiales: para el tiempo de su construcción, óptimos.
    Funcionamiento en desgaste: aceptable.
    Calor disipado, control de
    temperatura: no se evaluó. Falta de modelos
    aproximados de transferencia de calor.

    8.
    Bibliografía

    [1] NORTON. Robert L. diseño de maquinas. 1999.
    pag. 959 – 983.
    [2] SHIGLEY. Joseph. Diseño en Ingenieria Mecanica. Mc
    Graw Hill. Pag. 609-629.
    [3] SIEMENS. Motores
    eléctricos y ventiladores. (centro de documentación) pag 1/15
    [4] FRESNEDA, Eliseo. Principios de
    operación de embragues. Enero del 2000.

     

     

    Autor:

    Santiago Cardona Munera

    Universidad
    Nacional De Colombia
    Sede Medellín
    JULIO 31 2002

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