El problema en estudio consiste en evaluar el funcionamiento del frenoutilizado en el torno Colchester Student 1800 ubicado en el taller de maquinasherramientas de la Universidad Nacional de Colombia sede Medellín. La funciónde este freno es hacer parar la máquina en una eventual emergencia, por lotanto 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 travésde una palanca (2 barras) ver anexo 1, el operario aplica una fuerza deaproximadamente 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 ypermitir el contacto de la pasta contra la polea y así lograr el objetivo deparar la maquina debido a la fricción entre los dos materiales.
La fuerza ejercida por el resorte se desprecia debido a que es muy pequeñacomparada con la realizada por el operario, la única función del resorte esdevolver 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, parahacer un estimativo de este tiempo, y en general para evaluar el freno, se debenconsiderar las masas que se debe frenar en determinado momento, para esto seescogen condiciones criticas en las cuales el torno podría estar en movimiento.
Estas condiciones se pueden presentar cuando la pieza a maquinar es del mayortamaño posible que permite las restricciones tecnológicas del torno.
Se analiza el freno con la pieza mas grande y mas larga que se pueda montar enel mandril y suponiendo que se opera con en ella la velocidad máxima (1800RPM), 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 develocidades, e inercias de los elementos mostrados en la figura 2.
Igualmente en esta figura se muestra esquemáticamente el entorno donde seplantea el problema, de una manera esquemática se presenta el mecanismo, losrequisitos de frenado y a su vez se plantea en el esquema los diferentesengranajes que participan uno con otro en color rojo para obtener una combinaciónen la cual el eje del husillo (eje S) gira a 1800 RPM.

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

Esquema General

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

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

El nombre de eje imaginario debido a que como es un eje en el cual seencuentran 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 quedeslizan sobre el a una velocidad diferente.

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

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

Se supone que se efectúa una operación ocasional por lo que el freno partede temperatura ambiente, contrario al caso de operación periódica en la cualqueda 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 estefreno.

• 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 generalFigura 2 )
De = 74 mm
ZQ = 35
Aplicando la ecuación se tiene Mod = 2 ( y se supone que todos los engranajestienen 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

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

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

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

Análisis Cinemático

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 datoaproximado aceptable, ya que debería ser 1750 RPM, puede haber perdidas en elsistema de transmisión, errores por supuestos y aproximaciones o deslizamientode las correas, aunque este no sea tan intenso.

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

Tabla 2. Calculo de las inercias de los engranajes.

*Inercia Eje B

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 tienevarios años de uso por lo que su bibliografía no se encuentra. En estecatalogo se indica que la inercia para un motor es .

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

I motor = (GD^2)/4

I motor = 0.0207/4

I motor = 0.005175 Kg * m^2

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 puedetornear tiene las siguientes dimensiones:

Diámetro=200mm Longitud=420mm

Tratándose de acero:

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:

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 unrecubrimiento con sección transversal similar al de una polea trapezoidal vercatálogos anexos . Por lo cual es necesario remplazar todo el tren deengranajes, las poleas de transmisión, el motor, el mandril, la pieza y lavolante 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 ylas inercias halladas en el numeral 4.2.2 se tiene:

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

barra AB es de dos fuerzas y la dirección del vector Fn1 es conocida. De lasumatoria 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

Calculo Del Momento De Friccion

Para calcular el par de fricción se tomará un disco con radios ro y ri comose 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 comosi fuera de disco de dos superficies, la diferencia es que involucran unainclinación de aproximadamente 16° entre lo que seria la superficie del disco.

Si a estas dos formulas se les da valores numéricos, de acuerdo al numeral4.4, se puede expresar el momento de frenado en términos del coeficiente defricción y de la fuerza que el operario debe hacer así:

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

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

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

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

Fop = 441.5 N

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.

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

Polea
La polea cumple la función de pieza soporte, debe estar fabricada de materialmetálico para evitar que se tenga un desgaste elevado y para permitir laevacuación 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.

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

Revestimiento
se supone que el material del revestimiento para este torno es un asbestoposiblemente moldeado, ya que frente al acero presenta buenas característicasde 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 unamaquina 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 efectosnocivos para la salud como agente cancerigeno.
Los revestimientos de fricción deben tener ciertas propiedades que les permitanoperar adecuadamente:

Coeficiente de fricción:
el coeficiente de rozamiento esta fuertemente influenciado por algunascondiciones 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 teneren lo posible un coeficiente de fricción lo más constantes posibles para lascondiciones de operación y permanencia en el tiempo. Adicionalmente dadas lasvariaciones que se presentan con las condiciones de operación los valorespublicados para los diversos materiales deben tomarse como indicativos delcoeficiente dinámico medio. Por ello se recomienda que al utilizarlos se tomeun margen de seguridad del orden del 25 al 30%.

Desgaste
Es importante que el desgaste sea pequeño para evitar modificaciones de laregulación del accionamiento y reemplazos frecuentes de los revestimientos.
Sin embargo es conveniente que se presente desgaste para renovar las superficiesy mantener el coeficiente constante Así mismo debe evitarse en lo posible tododesgaste 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 osuperficies 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 quese 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 quelos revestimientos conserven las propiedades mecánicas (coeficiente de fricción,resistencia mecánica, dureza, etc.) a las temperaturas de operación. Asímismo es conveniente que permitan la evacuación de calor de las superficies defricción 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.

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

el freno en estudio presenta buenas características de diseño, la teoríade desgaste es similar a la de presión uniforme, según mi criterio el frenocumple satisfactoriamente con las funciones para las cuales fue diseñado, setiene buena selección de materiales, el sistema no es complejo, se tiene bajaprobabilidad de que falle y en general es eficiente según el nivel de análisisque se esta realizando, si se quiere dar resultados mas comprometedores como elcaso de una evaluación de un accidente, se tiene que tener mucha masrigurosidad ya que se han descartado varias cosas y supuesto otras, lo que puedeconllevar 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 modelosaproximados de transferencia de calor.

[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) pag1/15
[4] FRESNEDA, Eliseo. Principios de operación de embragues. Enero del 2000.