Diagnóstico de Fallas Mecánicas del Mecanismo Obturador Doble Acción de la Máquina I.S

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(1)

Monterrey, Nuevo León a

Lic. Arturo Azuara Flores:

Director de Asesoría Legal del Sistema

Por medio de la presente hago constar que soy autor y titular de la obra titulada"

en los sucesivo LA OBRA, en virtud de lo cual autorizo a el Instituto Tecnológico y de Estudios Superiores de Monterrey (EL INSTITUTO) para que efectúe la divulgación, publicación, comunicación pública, distribución y reproducción, así como la digitalización de la misma, con fines académicos o propios al objeto de EL INSTITUTO.

El Instituto se compromete a respetar en todo momento mi autoría y a otorgarme el crédito correspondiente en todas las actividades mencionadas anteriormente de la obra.

De la misma manera, desligo de toda responsabilidad a EL INSTITUTO por cualquier violación a los derechos de autor y propiedad intelectual que cometa el suscrito frente a terceros.

Nombre y Firma AUTOR (A)

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Diagnóstico de Fallas Mecánicas del Mecanismo Obturador

Doble Acción de la Máquina I.S

   

Title Diagnóstico de Fallas Mecánicas del Mecanismo Obturador Doble Acción de la Máquina I.S

Authors Treviño Martínez, JesÚs G.

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mejorados continuamente a lo largo de los 70 años de su existencia para lograr satisfacer cada vez mejor, los crecientes requerimientos funcionales de alta precisión y vida Útil. La competitividad global actual en la industria del envase de vidrio, demanda cada vez mayores

velocidades de operación, esta situación ha resultado en una vida Útil de mecanismos de aproximadamente 2 años abajo del nivel competitivo esperado de 5 años. Como posibles causas de la corta vida de los mecanismos, se pudiera considerar las modificaciones a los mecanismos originales del diseño IS-OWENS con comerciales

nacionales de mayor disponibilidad y costos menores. Otra posible causa es la práctica de ensamble de mecanismos FAMA, la cual pudiera diferenciarse con respecto a la correspondiente en OWENS. También se pueden

considerar las cargas dinámicas que se generan al trabajar a mayores velocidades y que tanto repercuten en desgaste de mecanismos y afectan directamente la vida Útil de los componentes comerciales originalmente seleccionados (e.g. baleros). Además, la reducción en capacidad para soportar desgaste por rodadura (picado) y deslizamiento (adhesión y desgarramiento), la localización y magnitud de los esfuerzos de contacto, la temperatura de operación y generación interna de calor que disminuye

considerablemente la efectividad de la lubricación.

Discipline Ingeniería y Ciencias Aplicadas / Engineering & Applied Sciences

Item type Tesis

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Alberto Hernández Luna

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Graduados en Investigación

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Campus Saltillo

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(6)

SUPERIORES DE MONTERREY

CAMPUS SALTILLO

DIVISIÓN DE GRADUADOS E INVESTIGACIÓN

PROGRAMA DE GRADUADOS EN INGENIERÍA

DIAGNOSTICO DE FALLAS MECÁNICAS DEL MECANISMO

OBTURADOR DOBLE ACCIÓN DE LA MAQUINA I.S.

T E S I S

PRESENTADA COMO REQUISITO PARCIAL PARA OBTENER EL GRADO ACADÉMICO DE

MAESTRO EN CIENCIAS

CON ESPECIALIDAD EN INGENIERÍA MECÁNICA

REALIZADA POR

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SUPERIORES DE MONTERRY

CAMPUS MONTERREY

DIVISIÓN DE GRADUADOS E INVESTIGACIÓN

PROGRAMA DE GRADUADOS EN INGENIERÍA

DIAGNOSTICO DE FALLAS MECÁNICAS DEL MECANISMO

OBTURADOR DOBLE ACCIÓN DE LA MAQUINA I.S.

TESIS

PRESENTADA COMO REQUISITO PARCIAL PARA OBTENER EL

GRADO ACADÉMICO DE

MAESTRO EN CIENCIAS

CON ESPECIALIDAD EN INGENIERÍA MECÁNICA

REALIZADA POR

JESÚS GERARDO TREVIÑO MARTÍNEZ

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SUPERIORES DE MONTERRY

CAMPUS MONTERREY

DIVISIÓN DE GRADUADOS E INVESTIGACIÓN

PROGRAMA DE GRADUADOS EN INGENIERÍA

Los miembros de este comité de tesis recomendamos que la presente tesis

del Ing. Jesús Gerardo Treviño Martinez sea aceptada como requisito parcial para

obtener el grado académico de Maestro en Ciencias con Especialidad en Ingeniería

Mecánica.

Comité de Tesis:

Noel León Rovira, Dr. Ing.

Sinodal

Humberto Aguayo Tellez, M.C.

Sinodal

Aprobado:

Federico Viramontes Brown, Ph.D

Director del Programa de Graduados en Ingeniería

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A Dios ante todo

Con todo cariño a mis padres y hermanos de quienes he recibido el apoyo

necesario durante mis estudios.

(10)

A todo el personal del Centro de Sistemas integrados de Manufactura

donde participé en trabajos de investigación.

Al Dr. Alberto Hernández por sus consejos y ayuda

Durante mi etapa estudiantil.

Al Dr. Noel León y al MC. Humberto Aguayo por fungir

Como sinodales y por su amistad

Al Dr. Federico Viramontes por el esfuerzo que hizo para

Ayudarme a cumplir uno de los objetivos más

Importantes para mi, que es la obtención de mi título de maestría

(11)

ÍNDICE

CAPITULO 1

Introducción

1.1 Objetivo 8 1.2 Hipótesis 8 1.3 Alcance 8 1.4 Organización de la tesis 9

CAPITULO 2

Falla del vastago del mecanismo obturador

2.1 Introducción 10 2.2 Supuestos sobre el desarrollo del capítulo dos 15 2.2.1 Antecedentes 15 2.3 Objetivo 15 2.4 Energía cinética del ensamble vástago-brazo 15 2.4.1 Velocidad angular del ensamble vástago-brazo 16 2.4.2 Tensor de inercia del ensamble vástago-brazo 19 2.4.3 Energía cinética de rotación del ensamble vástago-brazo 20 2.5 Balance de energía 20 2.6 Energía potencial del vastago 21 2.6.1 Constante de rigidez torsional del vastago 21 2.7 Deformación torsional del vastago 22 2.8 Esfuerzos torsionales sobre el vastago 22 2.8.1 Par torsional sobre el vastago 23 2.8.2 Momento polar de área para una barra sólida a torsión 23 2.8.3 Cálculo del esfuerzo máximo a torsión sobre el vastago 24 2.9 Conclusiones 24

CAPITULO 3

Análisis de la leva del mecanismo obturador

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3.4.2 Derivada del desplazamiento para encontrar las

curvas características 30 3.5 Análisis de la curva de jerk 37 3.6 Factores que originan una curva de desplazamiento inadecuada 39

3.6.1 Tamaño de intervalo entre las coordenadas que definen el desplazamiento 39 3.6.2 Tipo de entidades que definen la curva de desplazamiento 40 3.6.3 Defectos en la manufactura de la pista de contacto 40 3.7 Caso de la leva del mecanismo obturador 40 3.7.1 Propuesta para disminuir las fuerzas de jerk 40 3.7.2 Procedimiento 41 3.7.3 Resultados de la curva de desplazamiento modificada 42 3.8 Conclusiones y recomendaciones 43

CAPITULO 4

Absorbedores de choque

4.1 Introducción 44 4.2 Objetivo 45 4.3 Absorbedores de choque 45 4.3.1 Características de diseño 46 4.3.2 Consideraciones ambientales 47 4.3.3 Ventajas comparativas 47 4.4 Absorbedor de orificios múltiples 48 4.4.1 Amortiguamiento convencional 48 4.4.2 Amortiguamiento progresivo 48 4.4.3 Amortiguamiento auto compensado 48 4.5 Absorbedor de orificios múltiples ajustables 49 4.5.1 Técnicas de ajuste 49 4.5.2 Desempeño del absorbedor al variar la carga o la velocidad 50 4.6 Proceso de cálculo para la selección de un absorbedor (método) 50 4.7 Selección de absorbedor de choque para el mecanismo obturador 53 4.8 Conclusiones y recomendaciones 60

CAPITULO 5

Conclusiones y trabajo futuro

5.1 Falla del vastago del mecanismo obturador (Capítulo 2) 61 5.2 Análisis del mecanismo leva seguidor (Capítulo 3) 63 5.3 Absorbedores de choque (Capítulo 4) 65 5.4 Trabajo futuro 65

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CAPITULO 1

Introducción

Los diversos mecanismos de la máquina I.S., tales como el mecanismo sacador, de soplo, de invertir, etc. han sido mejorados continuamente a lo largo de los 70 años de su existencia para lograr satisfacer cada vez mejor, los crecientes requerimientos funcionales de alta precisión y vida útil. La competitividad global actual en la industria del envase de vidrio, demanda cada vez mayores velocidades de operación, esta situación ha resultado en una vida útil de mecanismos de aproximadamente 2 años abajo del nivel competitivo esperado de 5 años.

Como posibles causas de la corta vida de los mecanismos, se pudiera considerar las modificaciones a los mecanismos originales del diseño IS-OWENS con comerciales nacionales de mayor disponibilidad y costos menores. Otra posible causa es la práctica de ensamble de mecanismos FAMA, la cual pudiera diferenciarse con respecto a la correspondiente en OWENS. También se pueden considerar las cargas dinámicas que se generan al trabajar a mayores velocidades y que tanto repercuten en desgaste de mecanismos y afectan directamente la vida útil de los componentes comerciales originalmente seleccionados (e.g. baleros). Además, la reducción en capacidad para soportar desgaste por rodadura (picado) y deslizamiento (adhesión y desgarramiento), la localización y magnitud de los esfuerzos de contacto, la temperatura de operación y generación interna de calor que disminuye considerablemente la efectividad de la lubricación.

La Máquina I.S.:

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Actualmente se fabrican con 6, 8 y 10 secciones, mientras que en el pasado se fabricaron con 1, 2, 4 y 5 secciones.

La Máquina I.S. puede operar en simple, doble o triple cavidad, lo que hace posible producir de uno a tres artículos por sección. La adaptación de la máquina a cualquier artículo específico dentro del amplio rango de capacidad, se logra fácilmente con equipo opcional y de entrega.

En términos generales, esta máquina es de operación neumática, lo que le proporciona confiabilidad y duración. Las velocidades de producción de la I.S, tomando como ejemplo una máquina de 6 secciones, equipada para trabajar en cavidad sencilla, varían desde 18 piezas por minuto de 1.5 kg. de peso unitario, hasta 95 piezas por minuto de 30 gramos.

Mecanismo del obturador doble acción:

El mecanismo del obturador (fig. 1.1) tiene dos propósitos: el primero es soplar aire en el bombillo, para empujar la vela a llenar la cavidad de la corona y llenarla correctamente. El segundo, es el de servir de fondo para formar la vela bombillo cuando venga el aire del contra soplo.

Este mecanismo es el único que opera dos veces en un ciclo del tambor de tiempos. La primera es para formar corona, y la segunda para formar el bombillo. En el tambor de tiempos se colocan cuatro botones para controlar la acción de estos movimientos (entrar y salir, salir y entrar).

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(16)

El movimiento de giro para centrar el brazo en el bombillo, se logra con un seguidor y cama deslizados en la parte inferior del mecanismo. El seguidor funciona dentro de un baño de aceite. El control de velocidad del mecanismo en ambas direcciones, se hace regulando el aire del escape en la válvula de carrete en la cabeza del cilindro, mediante válvulas de aguja en el control remoto. Para proporcionar el aire de hacer corona se usa una válvula de carrete que va colocada sobre el conjunto del distribuidor frontal de la Máquina, y recibe aire directo del distribuidor No.4 y una manguera para alimentar el aire por la parte superior del vastago.

1.1 Objetivo

Identificar las causas que originan la corta vida del mecanismo obturador y emitir un diagnóstico proponiendo posibles soluciones.

1.2 Hipótesis

Las causas que originan la corta vida del mecanismo obturador son:

1) Altos esfuerzos de torsión generados en el mecanismo obturador como consecuencia de la absorción de la energía cinética de rotación.

2) Desgaste prematuro en la superficie de contacto de la leva con el perno seguidor debido al golpeteo "jerk" ocasionado por los cambios agudos de pendiente.

3) Fuertes impactos generados al final de la carrera del embolo actuador.

1.3 Alcance

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1.4 Organización de la tesis

En el capítulo dos se plantea un balance de energía cinética en la carrera de ascenso del ensamble vástago-brazo [PS], también se calculan los esfuerzos sobre el vastago debido al efecto de torsión que causan las fuerzas de inercia del mecanismo, proponiéndose soluciones para disminuir estos esfuerzos. El capítulo tres analiza la leva-seguidor del mecanismo obturador, aquí se demuestra que la trayectoria de desplazamiento de la leva es deficiente, ya que originan fuerzas de jerk sobre el mecanismo cuando este esta en operación, además se propone y analiza una trayectoria de desplazamiento suavizada por un spline, obteniéndose resultados favorables.

En el capítulo cuatro se explica el funcionamiento de un absorbedor de choque, describe un método para seleccionarlos, y posteriormente se selecciona uno apropiado para el mecanismo obturador tomando en cuenta las condiciones actuales de operación de la máquina I.S.

(18)

CAPITULO 2

FALLA DEL VASTAGO DEL MECANISMO OBTURADOR

2.1 Introducción

Una falla crítica del mecanismo obturador es sin duda cuando el vastago se rompe; falla que se presenta catastróficamente, lo que significa el paro inmediato de una de las secciones de la máquina I.S.

El vastago del mecanismo obturador tiene la función de trasladar el brazo a la posición requerida en cada tiempo del ciclo de operación.

Cada ciclo del mecanismo obturador consta de cuatro tiempos, como se ilustra en las figuras ( 2.1a, 2.Ib, 2.le, 2.Id ). A los puntos extremos de ascenso y descenso se les denomina como superior [PS] e inferior [PI], cada dos tiempos se completa una carrera completa del mecanismo.

Cuando el ensamble vástago-brazo llega a [PI], éste es frenado repentinamente, ya que el embolo llega a tope con el cilindro (figura 2.1a). Cuando esto ocurre, la energía cinética del ensamble, sólo tiene componente de traslación, ya que el seguidor desarrolla un descenso vertical sobre la leva. Sin embargo, cuando el ensamble llega a [PS] (figura 2. Ib), la energía cinética tiene componentes de traslación y rotación, porque el ascenso es sobre la parte recta inclinada de la leva. Cuando el mecanismo llega al [PS] es desacelerado por un absorbedor de choque, el cual, disipa la energía cinética de traslación, mientras que la energía cinética de rotación es absorbida por el vastago convirtiéndose en un elemento a torsión, esto es, la energía cinética de rotación del ensamble se disipa en forma de energía potencial sobre el vastago.

(19)
(20)
(21)
(22)

ALTA PRESIÓN

(23)

2.2 Supuestos sobre el desarrollo del capítulo 2

El estudio del capitulo dos se hará bajo el supuesto de que la energía cinética de rotación del ensamble vástago-brazo, es disipada en forma de energía potencial sobre el vastago, se sabe que en cualquier sistema existen otras vías para disipar energía, como la fricción y las propiedades intrínsecas de amortiguamiento de los materiales, lo cual no será considerado en esta tesis.

2.2.1 Antecedentes

Por inspección visual, se encontró que el embolo presenta marcas radiales en la parte superior, la cual está en contacto con el cilindro cuando el ensamble llega a [PS], esto confirma que existe deslizamiento (sentido horario) debido a las fuerzas de inercia que hacen rotar el vastago; también se confirma que hay fuentes alternas de disipación de energía (fricción). Si se deseara considerar estas perdidas de energía en nuestro análisis, tendríamos que instrumentar el sistema para cuantificar la cantidad de calor que se disipa (energía), pero como se explicó con anterioridad esto no será considerado, por lo tanto, se despreciarán las pérdidas energéticas por fricción y amortiguamiento interno de los materiales.

2.3 Objetivo

Determinar los esfuerzos torsionales que se generan en el vastago debido a la dinámica del mecanismo obturador.

2.4 Energía cinética del ensamble vástago-brazo

La energía cinética del ensamble vástago-brazo viene dada por la ecuación

. 1 - - 1 7

-k = — mv -v + — (o-Ioí (21)

(24)

donde:

k = Energía cinética total m = Masa del cuerpo rígido

v = Velocidad de traslación

03

 = Velocidad angular

I = Tensor de inercia del centro de masa para un cuerpo rígido

De la ecuación 2.1 se pueden identificar los términos de traslación y rotación:

 mv • v (2.2) Término de traslación 2

i

 a> • I a> (2.3) Término de rotación

2

El siguiente paso es encontrar el valor de los términos de la ecuación 2.3, con el fin de calcular la magnitud de la energía cinética de rotación del ensamble vástago-brazo en la posición [PS].

2.4.1 Velocidad angular del ensamble vástago-brazo.

(25)

4 . 4 3 7 in

Pl

Figura 2.2 Diagrama esquemático del desplazamiento de la leva

El tiempo que tarda el centro del perno deslizante en viajar de [PI] a [PS] es de 0.25 segundos, [información proporcionada por VITRO]

tpi­ps =0-255

De la figura 2.2 se deduce que de PI a B, sólo existe movimiento de traslación en dirección vertical, mientras que de B a [PS] existe movimiento de traslación y además rotación respecto a " j " en sentido horario, si se supone que la velocidad de traslación es constante, entonces se puede descomponer el movimiento PI-B-PS. Como se busca la velocidad angular en B-PS para encontrar la energía cinética de rotación, se estudiara el desplazamiento B-PS.

.437in

Pl

(26)

Una vez determinada la trayectoria del perno deslizante, se calcula la velocidad media del vastago en sentido vertical, para de ahí despejar el tiempo que tarda en recorrer cada trayecto ( PI a B, y B a PS )

v = - (2.4) t

De la referencia [VITRO] se obtiene el tiempo del recorrido y de la figura 2.3, se toma la distancia recorrida, entonces al sustituir los datos en la ecuación 2.4 resulta:

_ 4.43 - m ~

V = 7 = 17.7 7

0.25 s

Que es la velocidad de traslación del centro de masa del ensamble vástago-brazo. El tiempo que tarda de PI a B es:

17.7™

y d e B a P S :

2.53 in ., „_

­=°­l42s

17.7 — s

En el trayecto de B-PS el vastago tiene movimiento de traslación y de rotación. La rotación es tomada de los planos de fabricación del mecanismo [ingeniería VITRO]

(27)

La velocidad de rotación es:

O) = • a

LB­PS

sustituyendo en la ecuación 2.5 tenemos:

(2.5)

0.99 rad rad ~ COíf—r¿ f\ -\ AK p. = = -7 / J

0.14 s s

2.4.2 Tensor de inercia del ensamble vástago-brazo

Encontrar el valor de los componentes del tensor de inercia de un objeto, es una tarea difícil y más aún, cuando se trata de una geometría antisimétrica y complicada, gracias a la existencia de software de modelación de sólidos se puede agilizar esta labor ya que esta información es calculada por la computadora.

Fig. 2.4 Ensamble del vástago-brazo del mecanismo obturador.

(28)

yy

!„ =239 lb­in­s2

2.4.3 Energía cinética de rotación del ensamble vástago-brazo

Se tienen ahora, todos los datos necesarios para encontrar el término de energía cinética de rotación del ensamble vástago-brazo, y con la ecuación 2.3 se calcula:

kro.=-a-I¿> (2.3)

al sustituir en 2.3 tenemos que la energía cinética de rotación es:

krot = 5,860.89 in ­ Ib

2.5

Balance de energía

Cuando el ensamble llega al final de su carrera ascendente, es frenado por un

absorbedor de choque, el cual, disipa la componente de energía cinética en sentido vertical (término de traslación), mientras que la energía cinética de rotación es absorbida

por el vastago, convirtiéndose en energía potencial.

Al hacer un balance de energía en [PS], se encuentra que la energía potencial del vastago es equivalente a la energía cinética de rotación del ensamble vástago-brazo.

­k0

 2

 = ­&­T&

2 2 (2.6)

(29)

Antes de resolver la igualdad de la ecuación 2.6, para el valor del ángulo teta, es necesario encontrar la energía potencial del vastago.

2.6 Energía potencial del vastago

La energía potencial de una viga a torsión está dada por:

V = ­k92 (2.7)

2 donde:

V = Energía potencial

£ = Constante de rigidez torsional de una viga

0 = Magnitud del ángulo de desplazamiento (grado de libertad)

ahora se encuentra el valor de los términos que intervienen en la ecuación 2.7

2.6.1 Constante de rigidez torsional del vastago

Se calcula el valor de la constante de rigidez torsional del vastago, el cual, se representa como una viga de sección uniforme y constante. La constante de rigidez torsional se encuentra con la siguiente ecuación:

k = (2.8)

327

donde:

G = Módulo de corte del material del vastago SAE 1018

I = Longitud total del vastago D = Diámetro del vastago

Usando como referencia los planos del mecanismo obturador (FAMA) y una tabla de propiedad de los materiales se encuentra que:

G = 10.6 x 106

-^-in

I = 31.2 in al sustituir en la ecuación 2.8

(30)

Sustituyendo en la ecuación 2.7, para encontrar la energía potencial de una viga sujeta a torsión pura se obtiene:

Epot = 83,844.20 2 Ib­in

Si se conoce la magnitud del desplazamiento angular del vastago, se pueden calcular los esfuerzos en el vastago.

2.7 Deformación torsional del vastago

Al sustituir en la ecuación 2.6, se encuentra el valor del desplazamiento angular del vastago por la acción de la inercia:

­k02 =­a>­7á> (2.6)

tro,= 5,860.89 y Epot= 83,844.20

2

igualando...

5,860.89 = 83,844.20 2

O =0.26 rad

2.8 Esfuerzos torsionales sobre el vastago

(31)

cjx

Figura 2.6 Barra circular sólida sujeta a un par torsional

max Tr

(2.9)

donde:

rmax = Esfuerzo máximo en el vastago

T = Par torsional

r

 = Radio de la barra sólida

p

 = Momento polar de área

2.8.1 Par torsional sobre el vastago.

Primeramente se calcula el par torsional, al cual está sometido el vastago

(2.10)

T = (167 x 103 lb m)(0.26 rad) rad

2.8.2 Momento polar de área para una barra sólida a torsión.

(32)

_ TI (1.49 m)4

p

~ 32

Ip=QA9in4

2.8.3 Cálculo del esfuerzo máximo a torsión sobre el vastago

Sustituyendo en la ecuación para encontrar el esfuerzo de corte máximo sobre el vastago, se obtiene:

T^= (2-12)

_ (44.2 x 1Q3 Ib ­ m)(0.74 iri) _ ^ 1ft3 Ib

Tmax

A AC. . 4 - 67 X 10 2

0.49 in m

2.9 Conclusiones

En este capítulo se calculó el esfuerzo a torsión pura al cual esta sometido el vastago del mecanismo. Este esfuerzo resulto mayor al esfuerzo de cedencia del material, lo cual nos dice que el vastago cederá al entrar en operación. Sin embargo esto no sucede en la realidad, pero los antecedentes indican que las fallas del vastago son debido a esfuerzos torsionales y da pie a las siguientes conclusiones:

a) El esfuerzo de torsión encontrado es mayor al esfuerzo real aplicado sobre el vastago, este resultado es debido a que la fricción en el mecanismo y las propiedades intrínsecas de amortiguamiento del material influyen en el balance de energía que fue la base del calculo y recordemos que estos factores no se consideraron.

(33)

Por todo lo anterior concluimos que el vastago del mecanismo falla por fatiga torsional la cual es causada por la energía cinética rotacional del ensamble.

(34)

CAPITULO 3

ANÁLISIS DE LA LEVA DEL MECANISMO OBTURADOR

3.1 Introducción.

El desgaste en la leva del mecanismo obturador, origina claros fuera de tolerancia entre el perno seguidor y la superficie de contacto de la leva ocasionando un mal funcionamiento del mecanismo.

En el capítulo uno se plantea la hipótesis de que la superficie de contacto de la leva presenta cambios abruptos de pendiente, debido a esto existe golpeteo en el mecanismo, referido como " jerk " en inglés y por lo tanto el desgaste prematuro sobre la leva. La leva del mecanismo obturador proporciona la trayectoria de operación al ensamble vástago-brazo cuando éste se desplaza de PI a PS, permitiendo que el mecanismo obturador cumpla con su función dentro del proceso de fabricación de los artículos de vidrio de la máquina I.S.

3.2 Objetivo.

Evaluar el diseño de la leva del mecanismo obturador, mediante el estudio de las curvas características "svaj".

3.3 Teoría de levas.

(35)

Algunas veces, el seguidor va provisto de un rodillo en el extremo, el cual, está en contacto con la leva, con el fin de reducir el rozamiento. Si la leva ha sido diseñada correctamente, el rodillo no afecta el recorrido del seguidor.

Muchas máquinas, principalmente las automáticas, coordinan los movimientos por medio de levas, cuyos perfiles y tiempo de acción deben ser cuidadosamente estudiados. Las levas se diseñan y construyen de acuerdo al trabajo a realizar. Generalmente con el uso de levas no se pretende establecer una determinada relación de velocidades sino conseguir que la varilla ocupe una serie de posiciones determinadas.

3.3.1 Tipo de movimiento del seguidor.

La figura 3.1 muestra un sistema con una oscilación, o rotación del seguidor, mientras que la figura 3.2 muestra la traslación del seguidor. Para elegir entre estas dos formas de leva-seguidor se debe conocer el tipo de movimiento que se desea a la salida. Una traslación requiere la traslación del seguidor. Si se desea una salida de rotación pura, es obvio elegir el oscilatorio.

Seguidor

O)

(36)

Leva

(O

segurior

Seguidor

Figura 3.2 Seguidor con movimiento de traslación.

3.3.2 Tipo de seguidor.

Seguidores, se refiere a la parte en contacto con la superficie de la leva. En la figura 3.3 y figura 3.4, se muestran los arreglos más comunes: cara plana y rodillo. El seguidor de rodillo tiene ventaja de mínima fricción al momento de deslizamiento, pero es costoso, el seguidor de cara plana es más compacto y generalmente es el más usado en la industria automovilística. El seguidor de rodillo es usado frecuentemente en la fabricación de maquinaria por su fácil reemplazo. El seguidor de rodillo es esencialmente una bola o rodillo.

seguidor  — .

Resorte

LEVA

(37)

Seguidor

Resorte

iguidor

Figura 3.4 Seguidor con rodillo

3.3.3 Tipos de levas.

La dirección del movimiento del seguidor, respecto al eje de rotación de la leva, determina si una leva es radial o axial. Las levas de las figuras 3.3 y 3.4 son radiales, porque el movimiento del seguidor es en dirección radial. Las levas radiales abiertas son llamadas levas planas.

La figura 3.5a se muestra una leva axial, en la cual, el seguidor se mueve paralelo al eje de rotación de la leva. Este arreglo es llamado leva cilindrica.

Leva ­ Rodillo

.*., —„

,.­ Seguidor

seguido

(38)

3.4 Leva del mecanismo obturador.

La leva del mecanismo obturador proporciona un desplazamiento axial y es de tipo cilindrico, la superficie de contacto modifica la trayectoria del ensamble vástago-brazo, en un movimiento compuesto, como se explicó en el capítulo dos.

La hipótesis propuesta indica que la trayectoria de la leva presenta cambios abruptos de pendiente lo cual origina golpeteo (jerk) en el mecanismo y por lo tanto una corta vida del mecanismo, en este capítulo se estudiará este caso.

3.4.1 Gráficas de S.V.A.J.

Se cuenta con las coordenadas (cilindricas) de la superficie de contacto de la leva, por lo tanto, se puede grafícar el desplazamiento [s], y al derivar también se pueden graficar la velocidad [v], aceleración [a], y el cambio de aceleración Jerk [ j ], del perno seguidor.

En el estudio de las curvas características (s.v.a.j) se deriva gráficamente la trayectoria [s]. De esta manera se encuentran las curvas de velocidad, aceleración y jerk. Un cambio en la aceleración del seguidor [ j ], afecta el sistema debido a que se requiere una fuerza mayor para continuar avanzando y esta fuerza actúa sobre la superficie de contacto de la leva generando esfuerzos en las partes en contacto.

3.4.2 Derivada del desplazamiento para encontrar las curvas características

Las curvas "svaj", se obtienen derivando el desplazamiento. La tabla 3.1 contiene las coordenadas del desplazamiento del diseño actual, las cuales fueron capturadas de ingeniería proporcionada por VITRO.

(39)

1.25 1.50 1.75 2.00 2.50 3.00 3.50 4.00 4.50 5.00 5.50 6.00 6.50 7.00 7.50 8.00 8.50 9.00 9.50 10.00 11.00 12.00 13.00 14.00 15.00 16.00 17.00 18.00 19.00 20.00 21.00 3.403 3.372 3.335 3.299 3.243 3.191 3.151 3.106 3.069 3.032 2.997 2.970 2.934 2.901 2.877 2.848 2.823 2.798 2.775 2.750 2.706 2.665 2.626 2.587 2.552 2.519 2.489 2.460 2.431 2.398 2.367 27.00 28.00 29.00 30.00 31.00 32.00 33.00 34.00 35.00 36.00 37.00 38.00 39.00 40.00 41.00 42.00 43.00 44.00 45.00 46.00 47.00 48.00 49.00 50.00 51.00 52.00 53.00 54.00 55.00 56.00 57.00 2.181 2.150 2.119 2.089 2.058 2.027 1.996 1.965 1.935 1.904 1.873 1.843 1.812 1.781 1.750 1.719 1.688 1.657 1.626 1.595 1.564 1.533 1.501 1.469 1.437 1.405 1.374 1.343 1.312 1.281 1.250

(40)

La tabla 3.1 en forma gráfica se muestra en la figura 3.5, la cual, es denominada como curva de desplazamiento [s].

3 g 2 «*

i

5 1

O

Curva de desplazamiento

OvJ LD  c o T ­ i ­ T ­ r ­ C N J C O C N j m

desplazamiento angular

en csj LD

TT LD LD

Figura 3.5 Curva de desplazamiento (s).

Apoyados de una hoja de cálculo [Excel], y con la formulación siguiente se encuentran las derivadas del desplazamiento, obteniéndose la tabla 3.2.

Az Az A6 Az í z,

-v = — = = co­

At A6 At A6 (3.1)

(3.2)

(41)

Giro en 9° 0.00 0.25 0.50 0.75 1.00 1.25 1.50 1.75 2.00 2.50 3.00 3.50 4.00 4.50 5.00 5.50 6.00 6.50 7.00 7.50 8.00 8.50 9.00 9.50 10.00 11.00 Altura z(in) 3.781 3.614 3.546 3.497 3.444 3.403 3.372 3.335 3.299 3.243 3.191 3.151 3.106 3.069 3.032 2.997 2.970 2.934 2.901 2.877 2.848 2.823 2.798 2.775 2.750 2.706 dz

ae

-38.274 -15.585 -11.230 -12.147 -9.397 -7.105 -8.480 -8.251 -6.417 -5.959 -4.584 -5.157 -4.240 -4.240 -4.011 -3.094 -4.125 -3.782 -2.750 -3.323 -2.865 -2.865 -2.636 -2.865 -2.521 -2.349

d2z d02 5199.98 997.98 -210.10 630.30 525.25 -315.15 52.53 420.20 52.53 157.58 -65.66 105.05 0.00 26.26 105.05 -118.18 39.39 118.18 -65.66 52.53 0.00 26.26 -26.26 39.39 9.85 6.57

d3z

de

3 -963029.0 -276871.0 192605.80 -24075.70 -192606.0 84265.04 84265.04 -84265.00 12037.86 -25580.50 19561.53 -12037.90 3009.47 9028.40 -25580.50 18056.79 9028.40 -21066.30 13542.60 -6018.93 3009.47 -6018.93 7523.66 -3385.65 -188.09 -376.18 Giro en 0° 22.00 23.00 24.00 25.00 26.00 27.00 28.00 29.00 30.00 31.00 32.00 33.00 34.00 35.00 36.00 37.00 38.00 39.00 40.00 41.00 42.00 43.00 44.00 45.00 46.00 47.00 Altura z(in) 2.335 2.305 2.274 2.243 2.212 2.181 2.150 2.119 2.089 2.058 2.027 1.996 1.965 1.935 1.904 1.873 1.843 1.812 1.781 1.750 1.719 1.688 1.657 1.626 1.595 1.564 dz d6 -1.719 -1.776 -1.776 -1.776 -1.776 -1.776 -1.776 -1.719 -1.776 -1.776 -1.776 -1.776 -1.719 -1.776 -1.776 -1.719 -1.776 -1.776 -1.776 -1.776 -1.776 -1.776 -1.776 -1.776 -1.776 -1.776

d2z

d02 -3.28 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 3.28 -3.28 0.00 0.00 0.00 3.28 -3.28 0.00 3.28 -3.28 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 -3.28

d3z

(42)

12.00 13.00 14.00 15.00 16.00 17.00 18.00 19.00 20.00 21.00 2.665 2.626 2.587 2.552 2.519 2.489 2.460 2.431 2.398 2.367 -2.235 -2.235 -2.005 -1.891 -1.719 -1.662 -1.662 -1.891 -1.776 -1.833 0.00 13.13 6.57 9.85 3.28 0.00 -13.13 6.57 -3.28 6.57 752.37 -376.18 188.09 -376.18 -188.09 -752.37 1128.55 -564.28 564.27 -564.28 48.00 49.00 50.00 51.00 52.00 53.00 54.00 55.00 56.00 57.00 1.533 1.501 1.469 1.437 1.405 1.374 1.343 1.312 1.281 1.250 -1.833 -1.833 -1.833 -1.833 -1.776 -1.776 -1.776 -1.776 -1.776 1.256 0.00 0.00 0.00 3.28 0.00 0.00 0.00 0.00 173.76 1.26 0.00 0.00 188.09 -188.09 0.00 0.00 0.00 9955.66 -9883.2 1.27

Tabla 3.2 Derivadas gráficas del desplazamiento ( v, a, j ).

Al granear el contenido de la tabla 3.2, se obtienen las curvas de velocidad, aceleración y jerk mostradas en las figuras 3.6, 3.7, 3.8 respectivamente.

Curva de Velocidad

I °

íT-10--l­2o!,

•§ ­

30 > ­40 i i i i i i i

<xi i_n co TJ T sr

desplazamiento angular

(43)

e

:ü É7

g <

*• Vf

£-5 g o od Curva de Aceleración 6000]­ 5000J 4000 3000 2000­ 1000

rt1 ­

1 \* 1 l\l si\^T i H"'l l^1'­4^f^t"4­ 1~ I I ­f t 1  I I  l i l i  I l l l l  M i l i II  I I I 1  I I I \- \ III I ~l '  l i l i l í  l i l i ! I^T^i

C™F 1— ^^kl ^J <_XJ "JLJ I_J "J ^JLJ Í­^J Í_XJ 1_J ^J ULJ t>J ' v ' ' ' ^J

desplazamiento angular

Figura 3.7

Curva de Jerk

20000

l/l\l/~\l/

< O/ T— M T t f l C D C D T O O C v J C D O T C D C v J

4» ­20000C ¿ ­40000C

•2£ -eooooe

-sooooe

-loooooe

desplazamiento angular o T LD LO Figura 3.8

Se aclara que las gráficas anteriores representan la velocidad, aceleración y jerk sin considerar la velocidad y aceleración angular del ensamble vástago-brazo, con las ecuaciones 3.4, y 3.5 se pretende demostrar que para el análisis a realizar no es relevante este hecho.

v = zi zo

(44)

Zl Z0

'e,­e

0

(3.5)

El incluir o no la velocidad y aceleración angular, se refleja en la magnitud de las curva. Esto se demuestra con dos ejemplos, que consisten en graficar la curva de velocidad a distintas RPM's, primero a 100 rpm (Fig 3.9) y después a 800 rpm (Fig 3.10)

Curva de Velocidad (100 rpm)

1000r

a fiV C-J T— CD

t— C^J n

o -200 5 -3000|

­4000

desplazamiento angular

Figura 3.9 Curva de velocidad considerando una velocidad angular de 100 rpm.

•o «a •o 'o o

Curva de Velocidad (800 RPM)

1000

­100FIC ­2000GJ/ ­3000C' ­40000

desplazamiento angular

(45)

En las figuras 3.9 y 3.10, la velocidad sólo cambia en magnitud, es decir, varía linealmente en función del aumento o disminución del número de revoluciones, como si fuera una ganancia o factor de escala.

En conclusión las curvas anteriores consideran un valor unitario para la velocidad y aceleración angular.

(0 = 1— a = 1 -r-s -r-s

3.5 Análisis de la curva de jerk.

El Jerk es la variación de la aceleración con respecto al tiempo, llamado también choque de aceleración, y se define como el cambio finito en la aceleración durante un periodo de tiempo. Fuerza es proporcional a la aceleración. Un cambio rápido en la aceleración produce un cambio rápido de fuerzas, lo que se traduce a fuerzas de jerk sobre el objeto.

Controlar y minimizar el jerk en el diseño de maquinas es muy importante, sobre todo si lo que se desea es bajar el nivel de vibración.

Una magnitud alta en el jerk, puede excitar las frecuencias naturales de vibración de una máquina o estructura.

El concepto de la formulación analítica es:

da

(46)

f

f

Impulso

At

Curva de jerk

Curva de aceleración

Aa = Jump

Curva de velocidad

forma esquinada

Curva de desplazamiento

cambio de pendiente

t

(47)

Gráfica de Jerk

200000

-t^

­200000 T "~

l/l \ I/I IXlV.i.'K H0­'t­t4­­l­l M  t i I I I I I I I I I I I I I I I I I I

.E, -400000 - , ^ -600000 ^ -800000 -1000000 -L

desplazamiento angular

Figura 3.12 Zona crítica de la gráfica de j erk.

Podemos afirmar que la zona marcada en la figura 3.12 es crítica por los picos que presenta, también sabemos que se formaron debido a las discontinuidades y cambios repentinos de pendiente en la superficie de contacto.

Las coordenadas de la trayectoria [s], fueron calculadas por los fabricantes de la máquina I.S. en función del movimiento deseado para ensamble vástago-brazo como se explicó en el punto 3.1.

3.6 Factores que originan una curva de desplazamiento inadecuada.

Hay una serie de factores que intervienen cuando se diseña una leva los cuales si no son considerados correctamente originan un diseño inapropiado, esto se puede cuantificar cuando se estudian las curvas características "svaj"; a continuación se describen algunos de estos factores y se proponen soluciones para reducir las fuerzas de jerk.

3.6.1 Tamaño del intervalo entre las coordenadas que definen el desplazamiento.

(48)

una trayectoria, crean una curva faceteada, por esto, se recomienda trazar la curva de desplazamiento con la mayor cantidad de puntos posibles.

3.6.2 Tipo de entidades que definen la curva de desplazamiento.

Una curva compuesta de segmentos rectos (líneas rectas), naturalmente tendrá esquinas y cambios de pendiente, por esto se recomienda que la trayectoria esté compuesta por arcos y curvas con la misma tendencia y lo mas extendidas posibles.

3.6.3 Defectos en la manufactura de la pista de contacto.

Como ya se menciono, lo ideal es tener una superficie compuesta por curvas suaves y extendidas para disminuir los cambios de pendiente en la trayectoria de desplazamiento y consecuentemente reducir las fuerzas de jerk; pero realmente cuando se maquina una superficie de contacto se generan errores de manufactura, esto se traduce a la existencia de fuerzas de jerk aún y cuando el diseño es una curva suave. Una posible solución a este problema es un rectificado posterior al maquinado para uniformizar la superficie.

3.7 Caso de la leva del mecanismo obturador.

Anteriormente se demostró la influencia que ejercen las coordenadas del desplazamiento sobre la curva de jerk ( figura 3.12 ); el objetivo de este capitulo se centra en el análisis del diseño de la leva, por lo tanto no se cuantifico el incremento de las fuerzas de jerk causado por los errores de manufactura, aun y que se sabe que estos también aumentan las fuerzas de jerk ocasionando un mal funcionamiento del mecanismo.

Ahora se propone una solución para disminuir las fuerzas de jerk modificando las coordenadas del diseño de la leva para generar una trayectoria suave.

3.7.1 Propuesta para disminuir las fuerzas de jerk.

(49)

[AutoCad], que posteriormente proporcionará las coordenadas de la trayectoria modificada (spliné).

3.7.2 Procedimiento

Se crea una cadena de líneas rectas (polilíneá) con las coordenadas del desplazamiento, denominada como línea actual en la figura 3.14; utilizando el comando

pedit y la opción spliné se obtiene una trayectoria suave del desplazamiento, como lo indica la figura 3.14, es decir, se suaviza la trayectoria del desplazamiento. Por último se extraen las coordenadas de la curva modificada, con la ayuda del comando list, tal y como se muestra en la figura 3.15. Una vez que se obtienen los datos se deriva y gráfica en la hoja de cálculo, como se explicó en el punto 3.3.2

Trayectoria del desplazamiento suavizado por un Spiine

Despía/

(50)

Gráfica en AutoCAD con Curva Suavizada

2 (in)

810

3.6 342

3,5458

34963 3.4460

1 3.3710 i i

1 í i

r~

' <

: i |

l i l i

• : ¡ ! ; • . i

— — — •,

l ; . i

O 0.5 1.0 1.5 3.5 4.0 4.5 5.0 5.5 6.0 7.0

Figura 3.15 Localización de las nuevas coordenadas de la trayectoria.

3.7.3 Resultados de la curva de desplazamiento modificada.

(51)

400000

200000

Jerk con Spline Cubica

Figura 3.16 Curva de jerk, utilizando una trayectoria de desplazamiento suavizada

3.8 Conclusiones y recomendaciones.

En este capítulo quedó demostrado la importancia que tiene una trayectoria sin brincos y cambios repentinos de pendiente, también se describió como verificar que el diseño de una leva sea apropiado al evaluar sus curvas características ("svaj").

(52)

CAPITULO 4

ABSORBEDORES DE CHOQUE

4.1 Introducción

El reto competitivo actual exige que las empresas manufactureras mantengan sus productos un paso adelante para competir en el mercado mundial. Esto implica que se tomen acciones para incrementar la productividad. Demanda además, la expansión en la capacidad de su maquinaria, y el incremento en la velocidad de operación, pero frecuentemente esto lleva al deterioro y desajuste de los equipos. Estos incrementos de velocidad, aunados con altas cargas de trabajo, se relacionan con problemas tales como ruido, vibración excesiva y por lo tanto daños al equipo y producto. Para resolver estos problemas, se emplean aparatos de absorción de energía, que se ven reflejados en mejores productos y mayor duración de la maquinaria.

Como se explicó en el capítulo dos, la energía cinética del ensamble vástago-brazo, esta compuesta por los términos de rotación y de traslación; se explico también que la energía cinética de rotación era absorbida por el propio vastago, ahora el siguiente paso es encontrar un absorbedor de choque, capaz de disipar eficientemente el término de energía cinética de traslación.

(53)

4.2 Objetivo.

Seleccionar y explicar el funcionamiento de un absorbedor de choque que logre disipar la energía cinética de traslación del ensamble vástago-brazo del mecanismo obturador.

4.3 Absorbedores de choque.

Los absorbedores de choque son considerados como una opción para detener una masa en movimiento debido a la predictibilidad de la desaceleración que provee. Su operación se basa en la conversión de energía cinética en energía térmica; el movimiento aplicado al pistón del absorbedor presuriza un fluido obligándolo a pasar a través de orificios, ocasionando así, que el fluido incremente su temperatura, este calor es disipado por el cuerpo del absorbedor a la atmósfera.

Los diseños típicos de absorbedores presentan un arreglo de dos cilindros espaciados entre sí. El cilindro interior es llamado tubo de choque; este cilindro tiene una serie de orificios longitudinales. Al mover el pistón se crea alta presión y logra el paso del fluido por los orificios, dentro de un celda cerrada acumuladora que se encuentra en el extremo del pistón. Es entonces, cuando el aceite se calienta rápidamente debido a la fricción. Este calor se transfiere hacia las paredes de los cilindros y es después disipado a la atmósfera. Durante el reposicionamiento, un resorte empuja al pistón a su posición original y una válvula es abierta para permitir el regreso del aceite del acumulador hasta el tubo de choque.

(54)

Una característica del absorbedor es que disipa la mayor parte de la energía que recibe, y existe una gran variedad de éstos para distintas aplicaciones. Lo anterior se ilustra en la figura 4.1

Ejemplos comparativos:

Topes Resortes Absorbedor

Figura 4.1 Tipos de absorbedores de choque

Cuando no usamos ningún elemento para detener partes en movimiento, la estructura mecánica hace la labor de llevar al reposo a tales objetos, el impacto directo produce deterioro en nuestra maquinaria, lo que es definitivamente indeseable.

4.3.1 Características de diseño.

Los últimos diseños de absorbedores incluyen nuevas tecnologías que involucran mejoras en los materiales, mejores métodos de sellado y un mejor empaquetamiento para su protección.

Típicamente, el ciclo de vida de un absorbedor está limitado por la integridad del sellado, ya que una fuga degrada totalmente el desempeño del absorbedor.

(55)

Estos diseños eliminan el uso de sellos hechos de elastómeros o anillos de acero rundido que normalmente se corren con el orificio del tubo de choque, lo que se convierte en un ahorro de mantenimiento, tiempo de ensamble y problemas de fricción.

Otro avance es la inclusión de acumuladores integrales presurizados, que reemplazan los resortes encargados de regresar al pistón a su posición original, de esta manera el tamaño y costo del absorbedor se reduce significativamente. La presión dinámica que soporta un absorbedor internamente se ha incrementado para un empaquetado pequeño. Hoy en día manejan presiones típicas de unas 5,000 psi y pueden encontrarse absorbedores que manejen hasta 10,000 psi.

4.3.2 Consideraciones ambientales.

Las unidades comunes (absorbedores) generalmente trabajan en un rango de 15 a 180° F. El absorbedor se desplaza con mayor dificultad cuando se encuentra por debajo de 15°, y es mas rápido cuando está por encima de 180°, pero aún en este rango conserva su capacidad de absorción de energía.

4.3.3 Ventajas comparativas.

Las ventajas de usar absorbedores de choque son:

1.- Aumenta la vida de la maquinaria, al reducir la magnitud de los impactos y la vibración.

2.- Se puede trabajar a velocidades de operación mayores, ya que controlamos de una forma apropiada el paro de partes o productos en movimiento.

3.- Se incrementa la calidad de producción, ya que al eliminar los efectos indeseables de ruido, vibración e impacto entre piezas, es más fácil mantener las tolerancias especificadas en el diseño.

4.- La maquinaria es más segura, porque se protege el equipo de fuertes impactos, y se tiene conocimiento y control de la desaceleración.

(56)

4.4 Absorbedor de orificios múltiples.

El absorbedor de orificios múltiples es un arreglo de dos cilindros concéntricos espaciados entre sí, con una serie de orificios a lo largo de la superficie del cilindro interior. Al moverse el pistón, el aceite pasa a través de los orificios al cilindro acumulador, al regresar el pistón, se abre una válvula que permite el regreso del aceite al cilindro interior.

De acuerdo con el tipo y arreglo de los orificios, podemos obtener un amortiguamiento convencional, progresivo o auto compensado.

4.4.1 Amortiguamiento convencional

El amortiguamiento convencional permite una desaceleración lineal al proveer una fuerza de amortiguamiento constante a lo largo de un ciclo. Es el más eficiente cuando se desea detener una carga con la menor fuerza de amortiguamiento y que absorba el máximo de energía por ciclo (85-90%); si se define la eficiencia como la cantidad de fuerza de resistencia, que se requiere para absorber una cierta cantidad de energía en un ciclo especifico.

4.4.2 Amortiguamiento progresivo

El amortiguamiento progresivo permite una desaceleración con un incremento progresivo de fuerza de amortiguamiento; la mínima resistencia inicial protege a las cargas delicadas y a la maquinaria del impacto inicial, posee un mecanismo de auto compensación que permite trabajar en un amplio rango de cargas y velocidades. Su eficiencia está en un rango del 30 al 70%.

4.4.3 Amortiguamiento auto compensado

(57)

4.5 Absorbedor de orificios múltiples ajustable.

Este absorbedor es similar al descrito anteriormente, con la adición de la capacidad de ajuste de la fuerza de amortiguamiento, que puede ser modificada al girar una perilla de ajuste. La perilla de ajuste tiene una escala, en la cual, se obtiene una fuerza máxima en 8, la fuerza mínima se obtiene con la perilla en cero.

Al mover la perilla de ajuste se rota una cámara dentro del absorbedor, que disminuye o aumenta el tamaño de los orificios del tubo de choque. Esto provoca que el área de los orificios cambie para obtener una regulación de la fuerza de amortiguamiento. Cerrar los orificios equivale a una disminución del área, por lo cual, aumenta la fuerza de amortiguamiento del absorbedor. Este producto da oportunidad de calibrar la fuerza de amortiguamiento.

4.5.1 Técnicas de ajuste.

Un absorbedor bien ajustado, proporciona un amortiguamiento preciso reduciendo al máximo la magnitud de impacto y también el ruido y golpeteo sobre la máquina.

(58)

AOJUSTUENT AQJWTMENT CMI

PISTÓN ROO

CVUNOER PQAM

ACCUMULODn FISIÓNHEAO

SHOCK

TUBE COL SPfUHO

Figura 4.2 Absorbedor de orificios múltiples ajustable

4.5.2 Desempeño del absorbedor al variar la carga o la velocidad.

Cuando las condiciones calculadas o empíricas que se utilizaron para realizar los ajustes cambian, el desempeño del absorbedor puede afectarse grandemente de tal forma, que ocasione una falla o un mal funcionamiento que diste mucho de ser óptimo.

Cuando la carga que se impacta sobre el absorbedor aumenta, sin que modifiquemos su velocidad, se incrementa la fuerza de amortiguamiento al final de la carrera. Este aumento causa un impacto de mayor magnitud que se transmite a la estructura y a la carga que pretendía amortiguar. Si por el contrario, se modifica la velocidad de impacto con carga constante y evitamos cambiar el ajuste, provocamos que la fuerza de choque aumente de manera radical. El aumento de la fuerza de choque puede ocasionar daño severo a la estructura que sostiene al absorbedor o al sistema completo. Si la fuerza de choque excede el límite recomendado por el fabricante ocurrirá una falla del absorbedor.

4.6 Proceso de cálculo para la selección de un absorbedor de choque

(método).

(59)

PASO1

Identificar los siguientes parámetros como base para el cálculo de la energía a absorber.

a) Peso de la carga en Ib.

b) Velocidad al momento del impacto. c) Fuerzas externas actuando sobre la carga. d) Frecuencia de operación del absorbedor.

e) Orientación del movimiento de la aplicación. (Ej. Horizontal, vertical hacia arriba, Rotacional, vertical hacia abajo, etc.)

PASO 2

Calcular la energía cinética del objeto en movimiento.

Ekk= — *V2 (4.1)  112

Seleccionar con este dato un modelo en el localizador que tenga una capacidad en un impacto simple mayor que el valor calculado.

PASOS

Calcular la energía de trabajo de entrada de cualquier fuerza extema. La fuerza propulsora ejercida por un pistón neumático es:

FD=PxA (4.2)

Y la energía de trabajo es:

Ew=FDxS (4.3)

(60)

PASO 4

Calcular la energía total.

ET = EK + Ew (4.4)

El modelo seleccionado debe tener por lo menos esta capacidad, en caso contrario seleccionar otro modelo y volver al paso 3.

PASOS

Calcular la energía a absorber por hora. Con esto, se verifica si el absorbedor tiene la capacidad de disipar el calor generado a la frecuencia de trabajo a la que será sometido.

Energía total por hora:

ETC = E'TC (4.5)

El modelo debe tener una capacidad mayor a ésta, en caso de no cumplirse, existen dos soluciones posibles:

1) Escoger otro modelo con capacidad de energía por hora mayor y volver al paso 3. 2) Usar un depósito de aceite o aire. Esto con el propósito de incrementar la disipación

de calor.

Nomenclatura de las ecuaciones anteriores:

A = Área

C = Numero de ciclos por hora. Ek = Energía cinética

(61)

FD = Fuerza propulsora P = Presión de operación S = Carrera del absorbedor V = Velocidad en el impacto W = Peso (Ib).

4.7 Selección de absorbedor de choque para el mecanismo obturador.

Basándonos en la metodología propuesta y la guía de selección del fabricante

Enidine, se procede a realizar la selección del absorbedor de choque según características dinámicas del sistema.

El primer paso del método nos pide identificar los parámetros necesarios para calcular la energía a absorber en el impacto.

Paso 1

a) Peso de la carga en libras.

Para calcular este dato, contamos con la modelación en computadora (CAD) del mecanismo, que incluye el vastago, émbolo, brazo y el seguidor, que son las partes que conforman el sistema en movimiento (ensamble vástago-brazo).

La modelación en el paquete I­Deas Master Series II, dada la geometría y la densidad del material, lista el siguiente resultado (peso del ensamble).

b) Velocidad de la masa en el momento del impacto.

La velocidad del ensamble vástago-brazo fue calculada en el capítulo dos, justo en el momento de llegar al máximo punto de ascenso [PS]. Ver punto 2.4.1

(62)

Son calculadas con la presión de operación de la máquina y el área del embolo sobre el cual actúa; entonces con una presión de operación es de 30 Ib y un área efectiva

de 19.8 in2

F = Px A = í 30-^- ](l9.8/n2) = 594 Ib.

\ in J^ '

d) La frecuencia de operación del absorbedor.

Vidriera Monterrey proporcionó la cantidad de artículos por minuto por molde de la máquina I.S., que resulta en una repetición cada 55 segundos, multiplicándola por 3600, obtenemos las repeticiones realizadas en una hora que son 6545.

Paso 2

Una vez recabada la información, el siguiente paso es calcular la energía cinética del objeto en movimiento.

772

A partir de la energía cinética en un sólo impacto, hacemos una preselección en el manual del fabricante consultando la columna de Ib-in máximas por ciclo, para de esta manera descartar los modelos que no soportan este valor. Con esto, vemos que todos los absorbedores cumplen, por lo que continuamos al siguiente punto.

Paso 3

(63)

Energía de fuerzas externas

Modelo Carrera (in) Fuerza (Ib-in) Aceptado

OEM .25 OEM .5 OEM 1.0

OEM 1.25X1 1.00

HP 110

OEM 1.25X2 2.00 LROEM

3/4X1

OEM 3/4X1 LROEM 1.5MX1

OEM1.5MX1 1.00 LROEM

3/4X2

LROEM 2.00 1188.00 si 1.5MX2

OEM 1.5MX2 2.00 1188.00 si OEM 1.5MX2 2.00 1188.00 si OEM 3/4X3 3.00 1782.00 si OEM 1.5MX3 3.00 1782.00 si LROEM 1 2.00 1188.00 si

1/8X2

OEM 1 1/8X2 2.00 1188.00 si LROEM 2.00 1188.00 si 2.0MX2

OEM2.0MX2 2.00 1188.00 si

(64)

OEM3.0MX2 2.00 1188.00 si OEM 1 1/8X4 4.00 2376.00 si OEM2.0MX4 4.00 2376.00 si OEM4.0MX2 2.00 1188.00 si OEM 3.50 2079.00 si 3.0MX3.5

OEM 1 1/8X6 6.00 3564.00 si OEM2.0MX6 6.00 3564.00 si OEM3.0MX5 5.00 2970.00 si OEM 6.50 3861.00 si 3.0MX6.5

OEM4.0MX4 4.00 2376.00 si HDA 3.0X5 5.00 2970.00 si OEM4.0MX6 6.00 3564.00 si OEM4.0MX8 8.00 4752.00 si OEM 10.00 5940.00 si 4.0MX10

HDA 3.0X12 12.00 7128.00 si HDA 4.0X6 6.00 3564.00 si

Observamos de la tabla anterior, que los dos primeros modelos de absorbedor fueron descartados, porque disipaban menos que la energía de la fuerza externa en un sólo impacto.

Paso 4

(65)

Energía total a disipar

Modelo Energía total Aceptado OEM .25 253.61 No OEM .5 324.89 No OEM 1.0 621.89 Si OEM 1.25X1 621.89 Si HP110 954.53 Si OEM 1.25X2 1215.89 Si LROEM 621.89 Si 3/4X1

OEM 3/4X1 621.89 Si LROEM 621.89 Si 1.5MX1

OEM1.5MX1 621.89 Si LROEM 1215.89 Si 3/4X2

LROEM 1215.89 Si 1.5MX2

OEM1.5MX2 1215.89 Si OEM1.5MX2 1215.89 Si OEM 3/4X3 1809.89 Si OEM1.5MX3 1809.89 Si LROEM 1 1215.89 Si 1/8X2

OEM 1 1/8X2 1215.89 Si LROEM 1215.89 Si 2.0MX2

(66)

OEM2.0MX4 2403.89 Si OEM4.0MX2 1215.89 Si OEM 2106.89 Si 3.0MX3.5

OEM1 1/8X6 3591.89 Si OEM2.0MX6 3591.89 Si OEM3.0MX5 2997.89 Si OEM 3888.89 Si 3.0MX6.5

OEM4.0MX4 2403.89 Si HDA3.0X5 2997.89 Si OEM4.0MX6 3591.89 Si OEM4.0MX8 4779.89 Si OEM 5967.89 Si 4.0MX10

HDA 3.0X12 7155.89 Si HDA 4.0X6 3591.89 Si

No se descarta ningún modelo, ya que todos tienen la capacidad de disipar mayor energía por ciclo que la calculada (Energía total).

Paso 5

(67)

Energía a disipar por hora

Modelo Energía/hora Aceptado

OEM .25 1,659,877 no OEM .5 2,126,405 no OEM 1.0 4,070,270 no OEM 1.25X1 4,070,270 no HP110 6,247,399 no OEM 1.25X2 7,958,000 no LROEM 4,070,270 no 3/4X1

OEM 3/4X1 4,070,270 no LROEM 4,070,270 no 1.5MX1

OEM1.5MX1 4,070,270 no LROEM 7,958,000 no 3/4X2

LROEM 7,958,000 no 1.5MX2

OEM 1.5MX2 7,958,000 no OEM1.5MX2 7,958,000 no OEM 3/4X3 11,845,730 no OEM1.5MX3 11,845,730 no LROEM 1 7,958,000 no 1/8X2

OEM 1 1/8X2 7,958,000 no LROEM 7,958,000 no 2.0MX2

(68)

OEM3.0MX2 7,958,000 no OEM 1 1/8X4 15,733,460 no OEM2.0MX4 15,733,460 no OEM4.0MX2 7,958,000 si OEM 13,789,595 no 3.0MX3.5

OEM 1 1/8X6 23,508,920 no OEM2.0MX6 23,508,920 no OEM3.0MX5 19,621,190 no OEM 25,452,785 no 3.0MX6.5

OEM4.0MX4 15,733,460 si HDA3.0X5 19,621,190 si OEM4.0MX6 23,508,920 no OEM4.0MX8 31,284,380 no OEM 39,059,840 no 4.0MX10

HDA3.0X12 46,835,300 si HDA 4.0X6 23,508,920 si

A pesar de que anteriormente vimos que todos los modelos soportaban la energía en un ciclo, ahora sólo algunos pueden disipar la energía a la frecuencia de operación.

De los posibles modelos a seleccionar, como los ajustables, tenemos que consultar a las gráficas de ajuste del fabricante para determinar en qué rango operarán de una forma segura y duradera. Al checar se observa que para todos los modelos puede ajustarse en todo el rango, debido a que el absorbedor detiene un objeto a baja velocidad.

4.8 Conclusiones y recomendaciones.

(69)

CAPITULO 5

CONCLUSIONES Y TRABAJO FUTURO

Para expedir el diagnóstico que determina el bajo rendimiento en la vida del obturador de la máquina I.S, se analiza la dinámica del mecanismo, además se plantean hipótesis que explican las causas del bajo rendimiento. En el transcurso de los capítulos se estudian los distintos puntos que originan la corta vida del mecanismo, también se evalúan los resultados y se proponen soluciones factibles.

5.1 Falla del vastago del mecanismo obturador (Capítulo 2).

En el capítulo dos se estudia la falla del vastago del mecanismo obturador, llegando a la conclusión de que esta ocurre por torsión, se demuestra que debido a las fuerzas de inercia del propio mecanismo y a un diseño inadecuado de la leva se generan esfuerzos de torsión, corroborando así la hipótesis planteada en el primer capítulo, también, en este capítulo se propone una solución para aumentar la vida del mecanismo.

Si se logra disminuir o eliminar el término de rotación de la energía cinética del ensamble vástago-brazo cuando éste se aproxima a P.S, entonces el efecto de torsión sobre el vastago será mínimo, y por lo tanto, los esfuerzos se reducirán.

(70)

Terminación de la

trayectoria de desplazamiento en sentido recto inclinado.

Figura 5.1 Diseño original de la leva del mecanismo obturador

Terminación de la trayectoria de desplazamiento en sentido vertical.

Figura 5.2 Diseño propuesto sobre la leva para evitar el termino de energía cinética de rotación sobre el vastago del mecanismo obturador cuando este llega a P.S.

(71)

Ensamble vastago-brazo.

Absorbedor de choque

Figura 5.4 Representación de un absorbedor de choque torsional, para disipar la energía cinética de rotación del vástago-brazo en P.S.

5.2 Análisis del mecanismo leva seguidor (Capítulo 3).

El ruido y golpeteo en el funcionamiento del mecanismo obturador, es causa de un desgaste prematuro, en el capítulo tres, se analizo la leva del obturador, mediante el estudio de sus curvas características "svaj", de aquí se dedujo que las coordenadas de desplazamiento del diseño actual son causa de que se generen fuerzas de jerk ( Figura 5.5), de esta forma se confirma que la curva de desplazamiento es factor importante para la reducción de la vida del mecanismo; se propone suavizar la trayectoria de desplazamiento utilizando un spline, lo cual, resultó positivo, ya que se logro disminuir la magnitud de las fuerzas de jerk.

(72)

e

Trayectoria de desplazamiento

6 '

Figura 5.5 Cambios de pendiente que presenta el diseño actual de la leva del mecanismo obturador los cuales causan fuerzas de jerk

Trayectoria suavizada (spline).

Z

I

0 ' Trayectoria deDesplazamiento original.

(73)

5.3 Absorbedores de choque (Capítulo 4).

En el capítulo dos, se explico que la energía cinética de rotación del ensamble vástago-brazo es absorbida por el vastago en forma de energía potencial, mientras que en el capítulo cuatro, se listan las características de un absorbedor de choque que pueda disipar la energía cinética de traslación; en este capitulo también se describe un método para la elección de absorbedores de choque el cual se aplica para el caso del mecanismo obturador; de igual forma se explica el funcionamiento de los absorbedores de choque y sus capacidades.

Después de analizar las condiciones de operación del mecanismo obturador, se concluye que un absorbedor de choque apropiado alarga la vida del mecanismo obturador debido a que impide la colisión entre las partes en movimiento y la estructura de la máquina, además de reducir el ruido y golpeteo cuando el ensamble vástago-brazo llega a [P.S.]

5.4 Trabajo Futuro.

En cada capítulo se mencionan una serie de recomendaciones para alargar la vida del mecanismo obturador, un trabajo futuro es poner en práctica estas opciones y verificar el rendimiento del mecanismo.

a) Para disminuir la energía cinética de rotación del ensamble vástago-brazo, se propone una trayectoria con terminación vertical.

b) La reducción de las fuerzas de jerk en la trayectoria de la leva se puede conseguir con una trayectoria suave y un buen acabado sobre la superficie de la leva.

(74)

Figure

Figura 2.2

Figura 2.2

p.25
Figura 2.3

Figura 2.3

p.25
Fig. 2.4
Fig. 2.4 p.27
Figura 2.6 Barra circular sólida sujeta a un par torsional

Figura 2.6

Barra circular sólida sujeta a un par torsional p.31
Figura 3.1

Figura 3.1

p.35
Figura 3.2

Figura 3.2

p.36
Figura 3.3

Figura 3.3

p.36
Figura 3.5a

Figura 3.5a

p.37
Figura 3.4

Figura 3.4

p.37
Tabla 3.1 Relación de z v.s. Desplazamiento angular 9

Tabla 3.1

Relación de z v.s. Desplazamiento angular 9 p.39
Figura 3.5

Figura 3.5

p.40
Tabla 3.2Derivadas gráficas del desplazamiento ( v, a, j ).

Tabla 3.2Derivadas

gráficas del desplazamiento ( v, a, j ). p.42
Figura 3.6

Figura 3.6

p.42
Figura 3.7

Figura 3.7

p.43
Figura 3.10 Curva de velocidad considerando una velocidad angular de 800 rpm.

Figura 3.10

Curva de velocidad considerando una velocidad angular de 800 rpm. p.44
Figura 3.9

Figura 3.9

p.44
Figura 11

Figura 11

p.46
Figura 3.12

Figura 3.12

p.47
Figura 3.14 Curva modificada de la trayectoria con un spliné.

Figura 3.14

Curva modificada de la trayectoria con un spliné. p.49
Figura 3.15

Figura 3.15

p.50
Figura 3.16 Curva de jerk, utilizando una trayectoria de desplazamiento suavizada

Figura 3.16

Curva de jerk, utilizando una trayectoria de desplazamiento suavizada p.51
Figura 4.1

Figura 4.1

p.54
Figura 4.2 Absorbedor de orificios múltiples ajustable

Figura 4.2

Absorbedor de orificios múltiples ajustable p.58
Figura 5.1

Figura 5.1

p.70
Figura 5.2

Figura 5.2

p.70
Figura 5.4

Figura 5.4

p.71
Figura 5.5

Figura 5.5

p.72
Figura 5.6

Figura 5.6

p.72

Referencias