“Año de la Inversión para el Desarrollo Rural y la Seguridad Alimentaria”

UNIVERSIDAD NACIONAL DEL SANTA

FACULTAD DE INGENIERÍA

ESCUELA ACADEMICO PROFESIONALINGENIERÍA MECÁNICA

III UNIDAD

FRENOS Y EMBRAGUES

Curso: ELEMENTOS DE MAQUINAS II

Integrantes: Custodio Rodriguez, Juan

Limay Valderrama, Luis

Muñoz Guayambal, Henry

Rodriguez Tarazona, Fernando

Valderrama Acosta, Cristian

Profesor: Ing. Nelver Escalante Espinoza

Nvo. Chimbote, 10 de enero del 2014

INTRODUCCIÓN

Son elementos relacionados con el movimiento de rotación: transmitir o absorber energía mecánica de rotación. En el momento del embrague dos masas que están girando a distintas velocidades se intentan llevar a la misma velocidad (en el caso del freno una de ellas tiene velocidad cero). Se produce un deslizamiento relativo, hay rozamiento con generación de calor e incremento de temperatura (figura 6.1)

Figura 1 Representación esquemática de un embrague.

El análisis de funcionamiento incluye el estudio de la fuerza ejercida, del par de rozamiento, de la energía perdiday del aumento de la temperatura. El par de rozamiento depende de:

- la fuerza ejercida. - el coeficiente de rozamiento. - la geometría de las superficies.

El método de análisis de todos los tipos de embragues y frenos de fricción es:

a) suponer la distribución de presiones sobre las superficies de fricción. b) determinar la relación entre la presión máxima y la presión en un punto cualquiera. c) aplicar las ecuaciones de equilibrio estático para determinar la fuerza actuante, el par

de torsión y las reacciones en apoyos.

I. OBJETIVOS

1.1 OBJETIVOS GENERALES :

Conocer el funcionamiento de los diferentes tipos de frenos y embragues en la

ingeniería.

1.2 OBJETIVOS ESPECIFICOS :

Evaluar el diseño de frenos y embragues.

Conocer su clasificación en el mercado.

II. MARCO TEORICO

Los frenos y embragues constituyen una parte fundamental del diseño de elementos de máquinas,

actualmente es común ver estos dispositivos principalmente en cualquier tipo de automóviles, incluso su

simple mención está relacionada con ellos. Sin embargo, cabe mencionar que a pesar de la enorme

aplicación que tienen en la industria automotriz, los frenos y los embragues son también componentes

fundamentales en partes de máquinas herramientas, mecanismos móviles, aparatos elevadores, turbinas,

etc. En este trabajo de investigación se mencionaran los tipos de frenos y embragues en la actualidad, así

como lo más reciente en diseño y la tecnología de materiales en la fabricación de estos.

EMBRAGUE

Son acoplamientos temporales, utilizados para solidarizar dos piezas que se encuentran en un mismo eje,

para transmitir a una de ellas el movimiento de rotación de la otra, y desacoplarlas a voluntad de un

operario externo, cuando se desea modificar el movimiento de una sin necesidad de parar la otra, se halla

siempre intercalado entre un motor mecánico o térmico y el órgano de utilización, a fin de poder parar

este último sin que deje de funcionar el motor.

FRENO

Se llama freno a todo dispositivo capaz de modificar el estado de movimiento de un sistema mecánico

mediante fricción, pudiendo incluso detenerlo completamente, absorbiendo la energía cinética de sus

componentes y transformándola en energía térmica. El freno está revestido con un material resistente al

calor que no se desgasta con facilidad, no se alisa y no se vuelve resbaladizo.

Los frenos y embragues están completamente relacionados ya que ambos utilizan la fricción como medio de funcionamiento, en teoría existen cálculos y normas con las que se pueden diseñar y dar mantenimiento a estos dispositivos. Sin embargo en la práctica es difícil prevenir su comportamiento, ya que existen innumerables factores que actúan en contra del comportamiento de estos, como las altas temperaturas, desgaste de los materiales, fallas en el material, etc. No obstante con los avances en la tecnología se ha podido reducir el riesgo de falla y se ha logrado optimizar el funcionamiento, tomando en cuenta que ambos dispositivos representan una gran parte del factor de seguridad del conjunto completo.

CONSIDERACIONES ENERGÉTICAS.

Cuando se detienen los elementos rotatorios de una máquina con un freno, éste debe absorber la energía cinética de rotación → calor. De igual forma durante un deslizamiento el embrague absorbe energía → calor.

La capacidad de un embrague (o freno) está limitada por:

características del material de fricción. capacidad de disipación de calor; si el calor se genera más rápido de lo que se disipa →

∆Temperatura

SISTEMA DE FRENOS

Cuando se presiona el pedal de freno, se transmite una fuerza desde el pie hasta los frenos. En la actualidad la fuerza para frenar requerida es mucho mayor de lo que se puede aplicar con la pierna por lo que el sistema de frenado debe incrementar la fuerza aplicada por el pie, esto se logra por medio de dos formas:

Ventaja Mecánica (palanca)

Incremento de fuerza. Multiplicación de fuerza hidráulica

Sistema Básico de Frenos

Para que se  pueda frenar es necesario pisar el pedal de los frenos. Este, mediante el principio de palanca acciona una bomba de frenos, técnicamente conocida como cilindro maestro. El cilindro maestro envía el fluido conocido como liga de frenos, desde su depósito hasta cada una de las ruedas. Por razones de seguridad, existen dos líneas o circuitos que distribuyen la liga a las ruedas. Por eso se

llaman frenos de doble circuito.

TIPOS DE FRENOS Y EMBRAGUES

EMBRAGUES Y FRENOS DE TAMBOR DE EXPANSIÓN INTERNA

El embrague de tambor de zapata interna de la figura 16-3 se compone esencialmente de tres elementos: las superficies de fricción que entrarán en contacto, el medio de transmisión del par de torsión hacia y desde las superficies y el mecanismo de accionamiento. Según sea el mecanismo de operación, tales embragues se clasifican además como de aro expansible, centrífugos, magnéticos, hidráulicos y neumáticos.

El embrague de tambor expansible se emplea a menudo en maquinaria textil, excavadoras y máquinas herramienta donde dicho mecanismo puede ubicarse dentro de la polea de impulsión.

Los embragues de aro expansible se benefician de los efectos centrífugos; transmiten un par de torsión alto, incluso a bajas velocidades y requieren un acoplamiento positivo y una amplia fuerza de desconexión.

El embrague centrífugo se emplea sobre todo para operar automáticamente. Si no se utiliza ningún resorte, el par de torsión transmitido resulta proporcional al cuadrado de la velocidad. Esto es muy útil para impulsores con motor eléctrico donde, durante el arranque, la máquina impulsada alcanza velocidad sin impacto. Los resortes también se pueden usar para evitar el acoplamiento hasta que se haya alcanzado una cierta velocidad, pero puede ocurrir un cierto grado de impacto.

Los embragues magnéticos son bastante útiles para sistemas automáticos y de control remoto. También es conveniente utilizarlos en transmisiones sujetas a ciclos complejos de carga (vea la sección 11-7).

Los embragues hidráulicos y neumáticos también son valiosos en transmisiones que se someten a ciclos complejos de carga y en maquinaria automática, o en robots. En este caso el flujo del fluido se controla en forma remota mediante válvulas de solenoide. Estos embragues también se encuentran disponibles en forma de disco, de cono y de platos múltiples. En sistemas de frenado, el freno de zapata interna o de tambor se emplea sobre todo en automóviles.

Para analizar un dispositivo de zapata interna, consulte la figura 16-4, donde se muestra una zapata articulada en el punto A y la fuerza de accionamiento actúa en el otro extremo de la zapata.

Como la zapata es larga, no se puede suponer que la distribución de las fuerzas normales sea uniforme. La configuración mecánica no permite que se aplique presión en el talón, por lo cual se debe considerar que la presión en este punto es cero.

Es práctica común omitir el material de fricción cuando existe una distancia corta desde el talón (punto A), pues así se elimina la interferencia, aunque el material de cualquier manera

Contribuiría poco al desempeño, como se demostrará. En algunos diseños, se otorga movilidad al pasador de la articulación para proporcionar presión adicional sobre el talón, lo que produce el efecto de una zapata flotante. (Las zapatas flotantes no se analizan en este libro, aunque su diseño sigue los mismos principios generales.)Se considerará la presión p que actúa en un elemento de área del material de fricción, ubicado a un ángulo θ respecto del pasador de la articulación (figura 16-4). Se designará la presión máxima por pa ubicada a un ángulo θa respecto del pasador de la articulación. Para determinar la distribución de la presión en la periferia de la zapata interna, se considera el punto B sobre la zapata (figura 16-5). Como en el ejemplo 16-1, si la zapata se deforma por una rotación infinitesimal Δφ sobre el punto de articulación A, la deformación perpendicular a AB es h Δφ. Del triángulo isósceles AOB, h = 2r sen(θ/2), de modo que

La deformación perpendicular del aro o tambor es h Δφ cos(θ/2), lo que es

De esta manera, la deformación y en consecuencia la presión, es proporcional a sen θ. En términos de la presión en B y donde la presión alcanza un máximo, esto significa que

Al reacomodar se obtiene

Esta distribución de presión tiene características interesantes y útiles:

La distribución de la presión es senoidal con respecto al ángulo central θ. Si la zapata es corta, como en la figura 16-6a, la máxima presión en la zapata es pa y ocurre en el

extremo de ella, θ2. Si la zapata es larga, como en la figura l6-6b, la máxima presión en ella es pa y se presenta en θa =

90°.

Puesto que las limitaciones de los materiales de fricción se expresan en términos de la presión mayor permisible en el forro, el diseñador debe pensar en términos de pa y no con respecto a la amplitud de la distribución senoidal que corresponde a lugares fuera de la zapata.

Cuando θ = 0, la ecuación (16-1) muestra que la presión es cero. Por lo tanto, el material de fricción ubicado en el talón contribuye muy poco a la acción de frenado y bien podríaomitirse. Un buen diseño debe concentrar tanto material de fricción como fuera posible en las inmediaciones del punto de presión máxima. Un diseño de este tipo se ilustra en la figura16-7, en la cual el material de fricción comienza en un ángulo θ1, medido respecto del pasador A, y termina en un ángulo θ2. Cualquier configuración similar proporcionará una buena distribución del material de fricción.

Ahora, al continuar con la figura 16-7, las reacciones del pasador de la articulación son Rx y Ry. La fuerza de accionamiento F tiene componentes Fx y Fy, y funciona a una distancia c desde el pasador de la articulación. En cualquier ángulo θ respecto del pasador de la articulación actúa una fuerza normal diferencial d N, cuya magnitud está dada por

donde b es el ancho de la cara (perpendicular a la página) del material de fricción. Sustituyendo el valor de la presión en la ecuación (16-1), la fuerza normal resulta ser

La fuerza normal d N tiene componentes horizontal y vertical d N cos θ y d N sen θ, como se muestra en la figura. La fuerza de fricción f d N tiene componentes horizontal y vertical cuyas magnitudes son f d N sen θ y f d N cos θ, respectivamente. Aplicando las condiciones de equilibrio estático, se determina la fuerza de accionamiento F, el par de torsión T y las reacciones del pasador Rx y Ry.Se determinará la fuerza de accionamiento F mediante la condición de que la suma de momentos respecto del pasador de la articulación sea cero. Las fuerzas de fricción tienen un brazo de momento respecto del pasador igual a r − a cos θ. El momento Mf de las fuerzas de fricción es

que se obtiene sustituyendo el valor d N de la ecuación (c). Es conveniente integrar la ecuación (16-2) para cada problema, por lo cual se la mantendrá en esta forma. El brazo de momento de la fuerza normal d N respecto del pasador es a sen θ. Designando el momento de las fuerzas normales por MN y sumándolas respecto del pasador de la articulación se obtiene

La fuerza de accionamiento F debe equilibrar estos momentos. Así

Aquí se observa que existe una condición de fuerza de accionamiento cero. En otras palabras, si MN = Mf

se logra el autobloqueo y no se requiere fuerza de accionamiento, lo que proporciona un método para obtener las dimensiones de alguna acción de autoenergizado. De este modo, la dimensión a en la figura 16-7 debe ser tal que

El par de torsión T que aplica la zapata de frenado al tambor es la suma de las fuerzas de fricción f d N multiplicada por el radio del tambor:

Las reacciones del pasador de la articulación se determinan tomando la suma de las fuerzas horizontales y verticales. Así, para Rx, se tiene que

La reacción vertical se encuentra de la misma manera:

La dirección de las fuerzas de fricción se invierte si se cambia la rotación. De esta manera, en el caso de una rotación en sentido contrario al de las manecillas del reloj, la fuerza de accionamiento es

y puesto que ambos momentos tienen el mismo sentido, se pierde el efecto de autoenergizado. Asimismo, en el caso de una rotación en sentido contrario al de las manecillas del reloj, los signos de los términos de fricción en las ecuaciones de las reacciones del pasador cambian, y las ecuaciones (d) y (e) se convierten en

Las ecuaciones (d), (e), (f) y (g) se simplifican para facilitar su cálculo. Así, sea

Entonces, en el caso de una rotación en el sentido de las manecillas del reloj, como en la figura 16-7, las reacciones en el pasador de la articulación están dadas por

Para una rotación en sentido contrario al de las manecillas del reloj, las ecuaciones (f) y (g) se convierten en

Cuando se emplean estas ecuaciones, el sistema de referencia siempre tiene su origen en el centro del tambor. El eje x positivo se toma a través del pasador de la articulación. El eje y positivo siempre está en la dirección de la zapata, incluso si esto genera un sistema de mano izquierda.

En el análisis anterior se adoptan los siguientes supuestos:

En cualquier punto de la zapata la presión se supone proporcional a la distancia desde el pasador de la articulación, que es nula en el talón. Esto se debe considerar desde el punto de vista de que las presiones especificadas por los fabricantes son promedios, y no máximas.

Se hizo caso omiso del efecto de la fuerza centrífuga. En el caso de frenos, las zapatas no giran, y no existe fuerza centrífuga. En el diseño de embragues, el efecto de esta fuerza se debe tomar en cuenta cuando se escriben las ecuaciones de equilibrio estático.

Se supone que la zapata es rígida. Puesto que esto no puede ser cierto, existirá alguna deflexión, en función de la carga, la presión y la rigidez de la zapata. La distribución de presión resultante puede diferir de la que se ha supuesto.

Todo el análisis tuvo como base un coeficiente de fricción que no varía con la presión. En realidad, el coeficiente de fricción puede variar debido a una diversidad de condiciones, entre ellas la temperatura, el desgaste y el medio ambiente.

EMBRAGUES Y FRENOS DE CONTRACCIÓN EXTERNA

El embrague-freno patentado de la figura 16-10 tiene elementos de fricción externos contráctiles, pero el mecanismo de accionamiento es neumático. En esta sección sólo se estudian los frenos y embragues con zapatas externas articuladas, aunque los métodos que se presentan se pueden adaptar con facilidad al embrague-freno de la figura 16-10.

Los mecanismos de operación se clasifican como: Solenoides Palancas, eslabonamientos o palanquillas de codo Eslabonamiento con carga por resorte Hidráulicos y neumáticos

El análisis estático que se aplica a estos dispositivos ya se analizó en la sección 3-1. Los métodos expuestos allí se aplican a cualquier sistema de mecanismo, incluyendo todos los empleados en frenos y embragues. No es necesario repetir el material del capítulo 3 que se aplica de manera directa a esos mecanismos. La omisión de los mecanismos de operación en esta exposición permitirá concentrar el estudio en el desempeño del freno y del embrague sin influencias extrañas introducidas por la necesidad de analizar la estática de los mecanismos de control.

La notación para zapatas externas contráctiles se muestra en la figura 16-11.

Los momentos de las fuerzas de fricción y normal, respecto del pasador de la articulación, son los mismos que los de las zapatas internas expansibles. Se aplican las ecuaciones (16-2) y (16-3), las cuales se repiten nuevamente aquí por conveniencia:

Las dos ecuaciones dan valores positivos para momentos en el sentido de las manecillas del reloj (figura 16-11) cuando se emplean para zapatas contráctiles externas. La fuerza de accionamiento debe ser suficientemente grande para equilibrar ambos momentos:

Las reacciones horizontal y vertical en el pasador de la articulación se determinan de la misma manera que la correspondiente a las zapatas de expansión interna. Son las siguientes:

Empleando la ecuación (16-8) y la ecuación (c) de la sección 16-2, se obtiene

Si la rotación es en sentido contrario al de las manecillas del reloj, se invierte el signo del término de fricción en cada ecuación. De esta manera, la ecuación (16-11) de la fuerza de accionamiento se convierte en

y existe autoenergizado para la rotación en sentido contrario al de las manecillas del reloj. Las reacciones horizontal y vertical se determinan de la misma manera que antes:

Se debe observar que, cuando se emplean diseños con zapatas contráctiles externas como embragues, el efecto de la fuerza centrífuga consiste en disminuir la fuerza normal. Así, a medida que la velocidad se incrementa, se requiere un valor mayor de la fuerza de accionamiento F.

Un caso especial se origina cuando el pivote o articulación se ubica de manera simétrica y también de forma que el momento de las fuerzas de fricción respecto del pivote sea cero. La geometría de un freno como ése será similar a la de la figura 16-12a. Para obtener una relación de distribución de la presión, se considera que el desgaste del forro es tal que conserva la forma cilíndrica, lo que es muy similar a lo que una máquina fresadora alimentada en la dirección x haría a la zapata sujeta en una prensa. Vea la figura 16-12b. Esto significa que la abscisa de la componente del desgaste es w0 para todas las posiciones θ. Si el desgaste en la dirección radial se expresa como w(θ), entonces

Si se utiliza la ecuación (12-26), página 642, para expresar el desgaste radial w(θ) como

donde K es una constante del material, P es la presión, V es la velocidad del aro y t es el tiempo. Entonces, al denotar P como p(θ) anterior, y resolviendo para p(θ), se obtiene

Puesto que todas las áreas elementales de la superficie del material de fricción se someten a la misma velocidad de rozamiento durante la misma duración, w0/(K V t) es una constante y

donde pa es el valor máximo de p(θ). Procediendo con el análisis de la fuerza, se observa en la figura 16-12a que

o bien

La distancia a hasta el pivote se elige cuando se determina el lugar en donde el momento de las fuerzas de fricción Mf es cero. Primero, esto asegura que la reacción Ry esté en la ubicación correcta para establecer un desgaste simétrico. Segundo, se mantiene una distribución cosenoidal de la presión, lo que conserva nuestra capacidad de predicción. La simetría significa θ1 = θ2, por consiguiente

Sustituyendo la ecuación (e) se obtiene

de donde

La distancia a depende de la distribución de la presión. La ubicación incorrecta del pivote provoca que Mf

sea cero respecto a una ubicación diferente, por lo que el forro del freno ajusta su presión de contacto local, mediante desgaste, para compensar. El resultado consiste en un desgaste asimétrico, causando que se deba reemplazar prematuramen te el forro de la zapata y de aquí la zapata. Con el pivote ubicado de acuerdo con la ecuación (16-15), el momento respecto del pasador es cero y las reacciones horizontal y vertical están dadas por

donde, debido a la simetría,

Asimismo,

donde

también debido a la simetría. Observe asimismo que Rx = −N y Ry = −f N, como se esperaría para la elección particular de la dimensión a. Por consiguiente, el par de torsión se calcula mediante

EMBRAGUES Y FRENOS DE BANDA

Los embragues y frenos de bandas flexibles se emplean en excavadoras de potencia y en malacates y otros tipos de maquinaria. En el siguiente análisis se emplea la notación de la figura 16-13.Debido a la fricción y rotación del tambor, la fuerza de accionamiento P2 es menor que la reacción del pasador P1. Cualquier elemento de la banda, de longitud angular dθ, estará en equilibrio ante la acción de las fuerzas que se muestran en la figura. Al sumar estas fuerzas en la dirección vertical, se obtiene

puesto que, en el caso de ángulos pequeños, sen dθ/2 = dθ/2. Al sumar estas fuerzas en direcciónhorizontal, se tiene que

ya que para ángulos pequeños cos (dθ/2) _ 1. Al sustituir el valor de d N de la ecuación (b)en (d) y efectuar la integración se obtiene

y

El par de torsión puede obtenerse de la ecuación

La fuerza normal d N que actúa sobre un elemento de área de anchura b y longitud r dθ es

donde p es la presión. La sustitución del valor de d N de la ecuación (b) da

Por consiguiente

Por lo tanto, la presión es proporcional a la tensión en la banda. La presión máxima pa se presentará en la punta y tiene el siguiente valor:

EMBRAGUES AXIALES DE FRICCIÓN DE CONTACTO

En los embragues axiales los elementos de fricción de contacto se mueven en una dirección paralela al eje. Uno de los primeros embragues de este tipo fue el cónico, con una construcción simple pero muy poderosa. Sin embargo, excepto por su instalación relativamente sencilla, lo ha sustituido en gran medida el embrague de disco en el que se emplean uno o más discos como elementos de operación. Las ventajas del embrague de este tipo de mecanismo incluyen la libertad de los efectos centrífugos, un área de fricción grande que se instala en un espacio pequeño, superficies de disipación de calor más eficaces y distribución favorable de presión. En la figura 16-14 se muestra un embrague de disco de un solo plato, mientras que en la 16-15 se ilustra un embrague-freno de discos múltiples.

A continuación se determina la capacidad de un embrague o freno de este tipo en términos del material y de la geometría.

En la figura 16-16 se presenta un disco de fricción con diámetro exterior D y diámetro interior d. Se desea obtener la fuerza axial F necesaria para producir un cierto par de torsión T y una presión p. En forma general se dispone de dos métodos para resolver el problema, en función de la construcción del embrague. Si los discos son rígidos, la mayor cantidad de desgaste ocurrirá primero en las áreas exteriores, puesto que allí el trabajo de fricción es mayor. Después que ha tenido lugar una cierta cantidad de desgaste, la distribución de la presión se modificará para permitir que el desgaste sea uniforme. Éste es el fundamento del primer método de solución.

En el otro método de construcción se emplean resortes para obtener una presión uniforme sobre el área. Éste es el supuesto de presión uniforme que se emplea en el segundo método de solución.

Desgaste uniforme

Después de que se produce el desgaste inicial y de que los discos se desgastan hasta un punto donde se establece un desgaste uniforme, el desgaste axial se expresa por la ecuación (12-27), , como

en donde sólo P y V varían de un lugar a otro en las superficies de rozamiento. Por definición, el desgaste uniforme es constante de un lugar a otro; por lo tanto,

Se puede tomar una expresión de la ecuación (a), que es la condición para tener la misma cantidad de trabajo realizado en un radio r y en un radio d/2. Con referencia a la figura 16-16, se tiene un elemento de área de radio r y espesor dr. El área de este elemento es 2πr dr, de manera que la fuerza normal que actúa en este elemento es dF = 2πpr dr. Se puede determinar la fuerza normal total haciendo que r varíe de d/2 a D/2 e integrando. De este modo, con pr constante,

El par de torsión se determina integrando el producto de la fuerza de fricción y del radio:

Sustituyendo el valor de F en la ecuación (16-23) se obtiene una expresión más conveniente del par de torsión. Así,

En la práctica, la ecuación (16-23) proporciona la fuerza de accionamiento para la presión máxima pa

seleccionada. Esta ecuación es válida para cualquier número de pares o superficies de fricción. No obstante, la ecuación (16-25) proporciona la capacidad de par de torsión sólo para una superficie de fricción.

Presión uniforme

Cuando se puede suponer una presión uniforme sobre el área del disco, la fuerza de accionamientoF es simplemente el producto de la presión y el área. Esto da

Igual que antes, el par de torsión se determina al integrar el producto de la fuerza de fricción y el radio:

Ya que p = pa, de la ecuación (16-26) se puede volver a escribir la ecuación (16-27) como

Se debe observar que en ambas ecuaciones el par de torsión es para un solo par de superficies en contacto. Por lo tanto, este valor se debe multiplicar por el número de pares de superficies en contacto.

Se expresa la ecuación (16-25) para el par de torsión durante desgaste uniforme como

y la ecuación (16-28) para par de torsión durante presión uniforme (embrague nuevo) como

y luego se grafican en la figura 16-17. Se observa que se trata de una presentación adimensional de las ecuaciones (b) y (c) que reduce el número de variables de cinco (T, f, F, D y d) a tres (T/FD, f y d/D), que son adimensionales. En el método de Buckingham; los grupos adimensionales (llamados términos pi) son

Lo anterior permite que un espacio con cinco dimensiones se reduzca a uno con tres. Además, debido a la relación “multiplicativa” entre f y T en las ecuaciones (b) y (c), es posible graficar π1/π2 contra π3

mediante un espacio bidimensional (el plano de una hoja de papel) para ver todos los casos sobre el dominio de existencia de las ecuaciones (b) y (c) y hacer una comparación, sin riesgo de dejar pasar por alto algo! Al examinar la figura 16-17 se concluye que un embrague nuevo, ecuación (b), siempre

transmite más par de torsión que uno gastado, ecuación (c). Además, como los embragues de este tipo se proporcionan a fin de que la relación de diámetros d/D se encuentre en el intervalo 0.6 ≤ d/D ≤ 1, la discrepancia mayor entre la ecuación (b) y la (c) será

de modo que el error proporcional está dado por (0.4083 − 0.400)/0.400 = 0.021, o aproximadamente 2%. Dadas las incertidumbres del coeficiente de fricción real y la certeza de que los embragues nuevos se desgastan, no hay razón para no usar las ecuaciones (16-23), (16-24) y (16-25).

FRENOS DE DISCO

Como se indica en la figura 16-16, no existe una diferencia fundamental entre un embrague y un freno de disco. El análisis de la sección anterior también se aplica a frenos de disco. Se ha visto que los frenos de aro o tambor se pueden diseñar para que sean autoenergizantes. Aunque esta característica es importante para reducir el esfuerzo de frenado que Se requiere, también tiene una desventaja.

Cuando los frenos de tambor se emplean como frenosde vehículos, incluso un cambio ligero en el coeficiente de fricción causará un gran cambio en la fuerza del pedal que se necesita para frenar. Una reducción de 30%, que no es inusual, del coeficiente de fricción debida a un cambio de temperatura o a la humedad, por ejemplo, puede generar una variación de 50% en la fuerza del pedal que se requiere para obtener el mismo par de torsión de frenado antes del cambio. El freno de disco no tiene autoenergización y por ende no es susceptible a cambios del coeficiente de fricción.

Otro tipo de freno de disco es el freno de yugo flotante, que se ilustra en la figura 16-18. El yugo soporta un solo émbolo flotante que se acciona mediante presión hidráulica.

El efecto es muy similar al de una prensa de tornillo, donde el émbolo reemplaza la función del tornillo. La acción de flotación también compensa el desgaste y asegura una presión muy constante sobre el área de las almohadillas de fricción. El sello y la envolvente que se indican en la figura 16-18 se diseñan para obtener una holgura para el retroceso del émbolo cuando éste se libera.

Los frenos de yugo (que se llaman así por la naturaleza de la transmisión de accionamiento) y los frenos de disco (por la forma de la superficie sin forro) presionan el material de fricción contra la cara o caras del disco rotativo. En la figura 16-19 se representa la geometría de un área de contacto de freno de frotador anular. La ecuación que gobierna el desgaste axial es la (12-27),

La coordenada r ￣ ubica la línea de acción de la fuerza F que intersecta el eje y. También es importante el radio efectivo re, que es el radio de una zapata equivalente de espesor radial infinitesimal. Si p es la presión local de contacto, la fuerza de accionamiento F y el par de torsión de fricción T se obtienen mediante

El radio equivalente re se puede determinar mediante f Fre = T, o

La coordenada de ubicación r de la fuerza de activación se calcula tomando momentos conrespecto al eje x:

Desgaste uniforme

A partir del análisis de la ecuación (12-27), es evidente que para que el desgaste axial sea el mismo en todos los puntos, el producto PV debe ser una constante. De la ecuación (a), sección 16-5, la presión p se puede expresar en términos de la máxima presión permisible pa (que se presenta en el radio interno ri) como p = pari/r. La ecuación (16-29) se convierte en

La ecuación (16-30) se transforma en

La ecuación (16-31) cambia a

Y la ecuación (16-32) en

Presión uniforme

En esta situación, aproximada por un freno nuevo, p = pa. La ecuación (16-29) se transforma en

La ecuación (16-30), en

La ecuación (16-31), en

Mientras que la ecuación (16-32), se convierte en

FRENO DE YUGO DE ZAPATA CIRCULAR (DE BOTÓN O DE DISCO)

En la figura 16-20 se ilustra la geometría de la zapata. Se requiere la integración numérica para analizar este tipo de freno puesto que las fronteras son difíciles de manejar en forma cerrada.

En la tabla 16-1 se proporcionan los parámetros para este tipo de freno según se determinaron por Fazekas. El radio efectivo está dado por

La fuerza de accionamiento está dada por

y el par de torsión por

EMBRAGUES Y FRENOS CÓNICOS

En el dibujo del embrague cónico de la figura 16-21 se observa que se compone de una copa montada con cuña o por una unión ranurada a uno de los ejes, un cono que debe deslizarse en forma axial sobre ranuras o cuñas en el eje de acoplamiento y un resorte helicoidal para mantener el embrague activado.

El embrague se desactiva por medio de una horquilla que se ajusta en la ranura de cambios sobre el cono de fricción. El ángulo del cono α y el diámetro y ancho de cara del cono son los parámetros geométricos importantes de diseño. Si el ángulo del cono es muy pequeño, digamos, menor que 8° aproximadamente, la fuerza que se requiere para desactivar el embrague puede ser muy grande. Además, el efecto de cuña disminuye rápidamente cuando se emplean ángulos mayores del cono. Por lo general, de acuerdo conlas características de los materiales de fricción, se encuentra un término medio empleando ángulos del cono entre 10 y 15°. Para hallar una relación entre la fuerza de operación F y el par de torsión transmitido, se designan las dimensiones del cono de fricción como se muestra en la figura 16-22.

Como en el caso del embrague axial, se obtiene un conjunto de relaciones para el supuesto de desgaste uniforme y otro para el de presión uniforme.

Desgaste uniforme

La relación de la presión es la misma que en el caso del embrague axial:

Enseguida, con referencia a la figura 16-22, se observa que hay un elemento de área d A de radio r y ancho dr/sen α. Como se muestra en la figura 16-22, la fuerza de operación será la integral de la componente axial de la fuerza diferencial p d A. De este modo,

que es el mismo resultado de la ecuación (16-23). La fuerza diferencial de fricción es f p d A y el par de torsión es la integral del producto de esta fuerza por el radio. Así,

Observe que la ecuación (16-24) es un caso especial de la ecuación (16-45), con α = 90°. Mediante la ecuación (16-44) se determina que el par de torsión también se puede expresar en la forma

Presión uniforme

Si p = pa, la fuerza de accionamiento se determina por medio de

El par de torsión se calcula a través de

o, si se utiliza la ecuación (16-47) en la (16-48),

Como en el caso del embrague axial, se puede escribir la ecuación (16-46) de manera adimensional como

y la (16-49) como

Esta vez hay seis parámetros (T, α, f, F, D y d) y cuatro términos pi:

Al igual que en la figura 16-17, se grafica T sen α/ (f F D) como la ordenada y d/D como la abscisa. Las gráficas y conclusiones son las mismas. No hay razón para emplear ecuaciones distintas a la (16-44), (16-45) y (16-46).

ANÁLISIS ESTÁTICO DE EMBRAGUES Y FRENOS

Se pueden analizar muchos tipos de embragues y frenos conforme un procedimiento general.

Dicho procedimiento comprende las siguientes tareas:

Se calcula, se modela o se mide la distribución de la presión en las superficies de fricción. Se determina una relación entre la máxima presión y la presión en cualquier punto. Se emplean las condiciones del equilibrio estático para obtener la fuerza de frenado o el par de

torsión y las reacciones de los apoyos.

Se aplicarán estas tareas al tope de puerta de la figura 16-2a. El tope se articula en el pasador A.

Debajo de la almohadilla de fricción se muestra la distribución de presión normal de magnitud p(u) como función de u, desde el extremo derecho de la almohadilla. Una distribución similar de tracción cortante se presenta en la superficie y tiene una intensidad fp(u), en dirección del movimiento del piso con respecto a la almohadilla, donde f es el coeficiente de fricción. El ancho de la almohadilla respecto de la página es w2. La fuerza neta en la dirección y así como el momento con respecto a C de la presión son, respectivamente,

Si se suman las fuerzas en la dirección x se obtiene

donde se asignan los signos − o + para movimiento a la derecha y a la izquierda del piso, respectivamente. Suponiendo una f constante, al resolver para Rx se obtiene

La suma de fuerzas en la dirección y da

para cualquier dirección. Si se suman los momentos con respecto al pasador ubicado en A se tiene

Una zapata de freno es autoenergizante si el sentido de su momento ayuda a aplicar el freno, y autodesenergizante si el momento resiste la aplicación del freno. Continuando,

¿Puede F ser igual o menor que cero? Sólo durante el movimiento hacia la derecha del piso, cuando la expresión entre corchetes de la ecuación (e) es igual o menor que cero. Al establecer dicha expresión igual o menor a cero:

de donde

donde u representa la distancia del centro de presión desde el extremo derecho de la almohadilla.

La conclusión sobre la presencia o no de un fenómeno autoenergizante o autobloqueante se hace de manera independiente de nuestro conocimiento de la distribución normal de la presión p(u). La aptitud para encontrar el valor crítico del coeficiente de fricción fcr depende del conocimiento de p(u), de donde se deriva u.

MATERIALES DE FRICCIÓN

Un freno o embrague de fricción debe tener las siguientes características del material del forro o recubrimiento, hasta un grado que depende de la intensidad del servicio:

Un coeficiente de fricción alto y reproducible. Inalterabilidad ante condiciones del medio, como la humedad. Capacidad para soportar altas temperaturas, junto con una buena conductividad y difusividad

térmicas, así como calor específico elevado. Buena resiliencia. Alta resistencia al desgaste, rayado y raspadura. Compatibilidad con el entorno. Flexibilidad.

En la tabla 16-2 se proporciona el área de superficie de fricción que se requiere para varias potencias de frenado. La tabla 16-3 proporciona características importantes de algunos materiales de fricción para frenos y embragues.

La manufactura de materiales de fricción resulta un proceso muy especializado y es aconsejable consultar los catálogos y manuales de los fabricantes, así como a los fabricantes mismos, cuando es necesario seleccionar materiales de fricción para aplicaciones específicas. La selección implica considerar muchas características, así como los tamaños estándar disponibles. El forro de trama de algodón se produce como un cinturón de tela impregnado con resinas y polimerizado. Se emplean sobre todo en maquinaria pesada y a menudo se suministra en rollos de hasta 50 pies de longitud. Los espesores disponibles varían de 18 a 1 pulg, en anchos de hasta 12 pulg.

Un forro de trama de asbesto se fabrica de manera similar al de algodón y también contiene partículas metálicas. No es tan flexible como el forro de algodón y está disponible en un rango menor de tamaños. Junto con el forro de algodón, el de asbesto se utilizaba mucho como material de frenos para maquinaria pesada.

Los forros de asbesto moldeado contienen fibra de asbesto y modificadores de fricción; se usa un polímero termofijo, con calor, para formar un producto moldeado rígido o semirrígido. Su utilización principal era en frenos de tambor.

Las zapatas de asbesto moldeado son similares a los forros moldeados, pero no tienen flexibilidad; se empleaban para embragues y frenos.

Las zapatas de metal sinterizado se hacen de una mezcla de partículas de cobre y/o hierro con modificadores de fricción, moldeados a alta presión y luego calentados a una temperatura elevada para fundir el material; se usan en frenos y embragues para aplicaciones de trabajo pesado.

Las zapatas de cermet son similares a las de metal sinterizado y tienen un contenido sustancial de material cerámico.

En la tabla 16-4 se listan las propiedades de forros comunes para frenos. Los forros pueden consistir en una mezcla de fibras que proporciona resistencia y capacidad para soportar temperaturas elevadas, diversas partículas de fricción para obtener un grado de resistencia al desgaste, así como un coeficiente de fricción mayor y materiales aglutinantes. En la tabla 16-5 se incluye una variedad más amplia de materiales de fricción para embragues, junto con algunas de sus propiedades. Algunos de los materiales pueden funcionar húmedos, por lo que se pueden sumergir o ser salpicados con aceite, lo cual reduce un poco el coeficiente de fricción pero disipa más calor y permite que se empleen presiones mayores.

OTROS TIPOS DE EMBRAGUES Y COPLES

El embrague de quijadas cuadradas, que se ilustra en la figura 16-25a, es una forma de embraguede contacto positivo. Este tipo de embrague tiene las siguientes características:

No se desliza. No genera calor. No se puede accionar a altas velocidades. Algunas veces no se puede accionar cuando ambos ejes están en reposo. Su accionamiento a cualquier velocidad está acompañado por un impacto.

Las principales diferencias entre los distintos tipos de embragues positivos es el diseño de las quijadas. A fin de proporcionar un periodo mayor de tiempo para la acción de cambio durante el accionamiento, las quijadas pueden tener forma de trinquete, de espiral o de dientes de engrane. Algunas veces se utiliza un gran número de dientes o quijadas y se pueden cortar en forma de circunferencia, de modo que embraguen por acoplamiento cilíndrico o en las caras de los elementos de acoplamiento.Aunque los embragues positivos no se emplean tanto como los de contacto por fricción, tienen aplicaciones importantes en donde se requiere una operación sincronizada como, por ejemplo, en tornillos de sujeción de prensas de potencia o de molinos de laminación. Ciertos dispositivos, como los impulsores lineales o destornilladores motorizados, deben operar hasta un límite definido y luego detenerse. Para estas aplicaciones se requiere un embrague de tipo desconexión por sobrecarga. En la figura 16-25b se muestra un dibujo esquemático que ilustra el principio de operación de este tipo de embrague. Estos embragues se accionan por resorte para liberar un par de torsión predeterminado. El sonido de chasquido que se escucha cuando se alcanza el punto de sobrecarga se considera como una señal deseable.

Se deben tomar en cuenta las cargas de fatiga y por impacto cuando se determinan los esfuerzos y deflexiones de las diversas partes de embragues positivos. Además, generalmente se debe considerar el desgaste. La aplicación de los fundamentos que se analizaron en las partes 1 y 2 a menudo es suficiente para el diseño completo de estos dispositivos.

Un embrague o cople de sobremarcha permite que el elemento impulsado de una máquina “marche libre” o “rebase” porque el impulsor está parado o porque otra fuente de potencia incrementa la velocidad del mecanismo impulsado. En la construcción se usan rodillos o bolas montadas entre un manguito exterior y un elemento interior que tiene superficies de leva maquinadas alrededor de la periferia. La acción de impulso se obtiene por una acción de cuña de los rodillos entre el manguito y las superficies de leva. Por lo tanto, este embrague equivale a un dispositivo de rueda dentada y trinquete con un número infinito de dientes.

Hay muchas variedades de embragues de sobremarcha disponibles y se construyen con capacidades hasta de cientos de caballos de potencia. Como no existe deslizamiento, la única pérdida de potencia se debe a la fricción del cojinete y a la fricción de aire. Los acoplamientos de ejes de la figura 16-26 son representativos de la selección disponible en catálogos.

III. CONCLUSIONES

Por medio del siguiente trabajo se concluye diciendo que los embragues y los frenos son elementos esencialmente similares y están relacionados con el movimiento de rotación. La función de los mismos es transmitir o absorber energía mecánica de rotación. Los embragues y los frenos se usan frecuentemente en máquina de producción de todo tipo donde se requiera detener el movimiento permitiendo que el motor siga girando. Los embragues tienen varias funciones adicionales a las de los frenos. Una de ellas por ejemplo, es la de servir como sistema de seguridad para una desconexión de emergencia de las partes que reciben movimiento con la parte motora o de potencia para evitar roturas traumáticas de todo un sistema de transmisión.

Durante la realización de este trabajo se hizo mención de una serie de ecuaciones para el cálculo de frenos y embrague lo cual es de útil ayuda para efectuar dichas operaciones.

Los frenos y los embragues constituyen una parte fundamental del diseño de elementos de máquinas, actualmente es común ver estos dispositivos principalmente en cualquier tipo de automóviles; sin embargo cabe mencionar que los frenos y los embragues son componentes fundamentales en partes de máquinas herramientas, mecanismos móviles, aparatos elevadores, turbinas, etc.

Los frenos y embragues están completamente relacionados ya que ambo utilizan la fricción como medio de funcionamiento, en teoría existen cálculos y normas con las que se pueden diseñar y dar mantenimiento a estos dispositivos. En la práctica es difícil prevenir su comportamiento ya que actúan innumerables factores que actúan en contra del comportamiento de estos, como las altas temperaturas, desgaste de los materiales, fallas en el material, etc. En la actualidad se ha logrado reducir los riesgos de falla.

IV. BIBLIOGRAFIA

http://www.buenastareas.com/ensayos/Frenos-y-Embrague/3605142.html http://yackceva.blogspot.com/2011/05/frenos-y-embragues.html Diseño en ingeniería mecánica de Shigley- Richard G. Budynas y J. Keith Nisbett