Efecto Del Recubrimiento Por Triboadhesion Del Dlc y Bisulfuro de Molidbeno en El Desempeño y...

Centro Nacional de Investigación y Desarrollo

Departamento de Ingeniería Mecánica

TESIS DE MAESTRÍ

Efecto del Recubrimiento por TriboadhesiónBisulfuro de Molibdeno en el Desempeño y Desgaste de

Anillos de

Ing. en Ciencias por el I. T. de Puebla

como requisito para la obtención del grado de:Maestría en

Cuernavaca, Morelos, México.

cenidet Centro Nacional de Investigación y Desarrollo

Tecnológico


TESIS DE MAESTRÍA EN CIENCIAS

Efecto del Recubrimiento por TriboadhesiónBisulfuro de Molibdeno en el Desempeño y Desgaste de

Anillos de Motores de Combustión Interna

presentada por

José Luis Pedrero Pérez Ing. en Ciencias por el I. T. de Puebla

como requisito para la obtención del grado de:Maestría en Ciencias en Ingeniería Mecánica

Director de tesis: Dr. José María Rodríguez Lelis

Co-Director de tesis:

Dr. Marciano Vargas Treviño

uernavaca, Morelos, México. 26 de Febrero de 2009

Centro Nacional de Investigación y Desarrollo


A EN CIENCIAS

Efecto del Recubrimiento por Triboadhesión del DLC y Bisulfuro de Molibdeno en el Desempeño y Desgaste de

Combustión Interna

como requisito para la obtención del grado de: Ciencias en Ingeniería Mecánica

26 de Febrero de 2009

Centro Nacional de Investigación y Desarrollo Departamento de Ingeniería mecánica


Efecto del Recubrimiento por Triboadhesión del DLC y Bisulfuro de Molibdeno en el Desempeño y Desgaste de Anillos de Motores

como requisito para la obtención del grado de:

Maestría en Ciencias en

M.C.M.C. Eladio Martínez Rayón

Dr. José María Rodríguez Lelis

Cuernavaca, Morelos, México.

cenidet Centro Nacional de Investigación y Desarrollo

Departamento de Ingeniería mecánica



de Combustión Interna

José Luis Pedrero Pérez Ing. en Ciencias por el I. T. de Puebla

como requisito para la obtención del grado de: Maestría en Ciencias en Ingeniería Mecánica

Director de tesis:

Dr. José María Rodríguez Lelis

Co-Director de tesis: Dr. Marciano Vargas Treviño

Jurado: M.C. Claudia Cortés García– Presidente M.C. Eladio Martínez Rayón – Secretario

Dr. Jesús Porcayo Calderón – Vocal Dr. José María Rodríguez Lelis – Vocal Suplente

uernavaca, Morelos, México. 26 de Febrero de 2009

Centro Nacional de Investigación y Desarrollo Tecnológico



Ingeniería Mecánica

Vocal Suplente

26 de Febrero de 2009

CONTENIDO

Página

Lista de figuras I

Lista de tablas IV

Nomenclatura V

Resumen VI

Introducción 1

Referencias 5

CAPÍTULO I. ANTECEDENTES

1.1 Introducción 7

1.2 Antecedentes históricos 7

1.3 Referencias 20

CAPÍTULO II. TEORIA BASICA

2.1 Introducción 21

2.2 Motor de combustión interna 21

2.3 Los cuatro tiempos del motor de combustión interna 22

2.4 Anillos del pistón 23

2.5 Lubricación 27

2.6 Ecuación de Reynolds 29

2.7 Condiciones de frontera 34

2.8 Discretización de la ecuación de Reynolds 36

2.9 Condición de deslizamiento en la interfase sólido-líquido 39

2.10 Espesor de película 42

2.11 Triboadhesión 42

2.12 Proceso de Triboadhesión 43

2.13 vibraciones 45

2.14 Conceptos y análisis de vibraciones 45

2.15 Condiciones de prueba 46

2.16 Análisis de espectro 46

2.17 Transformada rápida de Fourier 48

2.18 Causas frecuentes de vibración en maquinas rotatorias 49

2.19 Desgaste 51

2.20 Desgaste de anillos y cilindros 52

2.21 Referencias 53

CAPÍTULO III. EQUIPO EXPERIMENTAL 3.1 Introducción 57

3.2 Deposición de diamante 57

3.3 Instrumentación y equipo para la deposición 59

3.4 Banco de pruebas 62

3.5 Montaje e instalación del banco experimental 64

3.6 Instrumentación, equipo y pruebas de laboratorio 64

3.7 Referencias 67

CAPÍTULO IV. RESULTADOS

4.1 Introducción 69

4.2 Resultados 69

4.3 Modelación numérica 71

4.4 Experimentación 79

4.5 Resultados de las pruebas de vibración. 79

4.6 Condiciones de prueba 80

4.7 Pruebas de laboratorio 82

4.8 Transformada Wavelet Morlet 87

4.9 Discusión de resultados 89

4.10 Comparación de resultados 93

4.10 Referencias 94

CAPÍTULO V. CONCLUSIONES Y TRABAJOS FUTUROS

5.1 Conclusiones 95

5.2 Trabajos Futuros 97

LISTA DE FIGURAS

Página

Figura 1.1

Diferente localización de la zona de textura

16

Figura 2.1 Carrera del pistón 22

Figura 2.2 Ciclo Otto 22

Figura 2.3 Paquete de anillos del pistón 24

Figura 2.4 Efecto del perfil en transporte del aceite 25

Figura 2.5 Gases de la combustión escapan hacia el cárter del motor. 27

Figura 2.6 Tipos de lubricación 29

Figura 2.7 Equilibrio de un diferencial en el caso de un flujo bidimensional 30

Figura 2.8 Efecto de aplastamiento 34

Figura 2.9 Efecto de cuña 34

Figura 2.10 Esquema anillo, pistón, camisa 36

Figura 2.11 Indentador sólido sumergido en un liquido 39

Figura 2.12 Proceso de deposición 44

Figura 2.13 Conjunto fresa del algodón-substrato 44

Figura 3.1 Deposición de DLC 58

Figura 3.2 Equipo e instrumentacion para la deposicion 60

Figura 3.3 Esquema del sistema dosificador departiculas 62

Figura 3.4 Sistema recuperados de DLC 62

Figura 3.5 Banco experimental 63

Figura 3.6 Instrumentación para el banco experimental 65

Figura 4.1 Diagrama de flujo del algoritmo 70

Figura 4.2 Geometria del anillo del pistón 71

Figura 4.3 Curva de presión en la compresión sin DLC 72

Figura 4.4 Curva de presión en la expansión sin DLC 72

Figura 4.5 Comparación de curvas de presión en la compresión con y sin DLC 72

Figura 4.6 Curva de presión en la compresión sin DLC 74

Figura 4.7 Curva de presion en la compresión con DLC 74

Figura 4.8 Comparación de curvas de presión en la compresión con y sin DLC 74

Figura 4.9 Curva de presión en la explosión sin DLC 75

Figura 4.10 Curva de presión en la explosión con DLC 75

Figura 4.11 Comparación de curvas de presión en la explosión con y sin DLC. 76

Figura 4.12 Curva de presión en la expansión sin DLC 77

Figura 4.13 Curva de presión en la expansión con DLC 77

Figura 4.14 Comparación de curvas de presión en la expansión con y sin DLC 77

Figura 4.15 Curva de presión al escape sin DLC 79

Figura 4.16 Curva de presión al escape con DLC 79

Figura 4.17 Comparación de curvas de presión al escape con y sin DLC 79

Figura 4.18 Diagrama de instalación del equipo de pruebas 81

Figura 4.19 Espectros del anillo en función del tiempo para ACO 82

Figura 4.20 Espectros del anillo en función del tiempo para ARED 82

Figura 4.21 Espectro del anillo en función del tiempo para AREBM 83

Figura 4.22 Espectro del anillo en función de la frecuencia para ACO 84

Figura 4.23 Espectro del anillo en función de la frecuencia para ARED 84

Figura 4.24 Espectro del anillo en función de la frecuencia para AREBM 84

Figura 4.25 Espectro del anillo del pistón en función de la frecuencia 85

Figura 4.26 Ampliación del espectro del anillo en el intervalo 7000-10000 Hz 86

Figura 4.27 Ampliación del espectro del anillo en el intervalo 7000-10000 Hz 86

Figura 4.28 Transformada Wavelet Morlet de la señal ACO. 88

Figura 4.29 Transformada Wavelet Morlet de la señal de AREBM 88

Figura 4.30 Transformada Wavelet Morlet de la señal de ARED. 88

Figura 4.31 Comparación de curvas de presión 91

Figura 4.32 Espesor de película lubricante. 91

Figura 4.33 Comparación de amplitud de frecuencia del anillo del pistón 92

LISTA DE TABLAS

Tabla 2.1 Tipos de lubricación y sus características 28

Tabla 2.2 Condiciones de frontera, típicos en la ecuación de Reynolds 35

Tabla 2.3 Parámetros para un sistema anillo, pistón, camisa 36

Tabla 2.4 Coeficientes para diferentes materiales 41

Tabla 2.5 Armónicos característicos de fallas en motores de inducción 49

Tabla 3.1 Propiedades del cobalto-cromo-molibdeno y de la fresa de algodón 59

Tabla 3.2 Descripción del equipo de instrumentación para la deposición 61

Tabla 3.3 Descripción del equipo de instrumentación 66

Tabla 3.4 Nombre de la prueba y descripción 66

Tabla 4.1 Resumen de las presiones obtenidas durante la admisión. 72

Tabla 4.2 Resumen de las presiones obtenidas durante la compresión 73

Tabla 4.3 Resumen de las presiones obtenidas durante la explosión 75

Tabla 4.4 Resumen de las presiones obtenidas durante la expansión 77

Tabla 4.5 Resumen de las presiones obtenidas durante la expulsión 78

Tabla 4.6 Condiciones de prueba del motor durante la experimentación 81

Tabla 4.7 Comparación de resultados de presión y frecuencia 89

Tabla 4.8 Comparación de resultados analíticos y prácticos 90

Tabla 4.9 Variacion de coeficiente de fricción 90

NOMENCLATURA

0a constante de red

Bp longitud axial de la textura.

ib coeficiente en punto adelantado.

c claro radial.

E modulo de Young.

adf coeficiente de fricción en la interfase sólido-líquido.

G energía libre sobre la superficie

h espesor de película lubricante.

W componente de carga experimental.

adk constante de adhesión.

P presión.

R radio del indentador

U

sU

t

Velocidad del fluido

Velocidad de deslizamiento

tiempo.

sv velocidad de deslizamiento.

*W anchura del anillo del pistón

zyx ,, coordenadas en sistema cartesiano.

abγ energía de adhesión en la interfase sólido-líquido.

δh/δx variación en la dirección x

ε excentricidad.

θ ángulo de contacto

µ viscosidad del lubricante.

τ esfuerzo cortante.

σ tensión superficial.

ν relación de Poisson.

RESUMEN

En el presente trabajo es desarrollada la ecuación de Reynolds en coordenadas rectangulares

por medio de diferencias finitas en el claro radial entre el anillo del pistón y la camisa del

cilindro de un motor de combustión interna de cuatro tiempos, para obtener la distribución de

presiones y espesor de película lubricante, de esta forma, evaluar el comportamiento de la

película lubricante. Con las condiciones de deslizamiento con recubrimiento de polvo de

diamante sintético disminuyendo las distribuciones de presiones y habiendo una recuperación

en el espesor de la película lubricante, atribuyendo esto al decremento de los esfuerzos

cortantes en la interfase entre la superficie del anillo y la película lubricante. En el anillo del

pistón la aplicación de películas delgadas por triboadhesión en el anillo del pistón modifica las

características de la señal de vibración. Se describen los resultados analíticos del

comportamiento de la película lubricante para diferentes características superficiales, y el

efecto de esta modificación en la respuesta dinámica.

ABSTRACT In this work is developed the Reynolds equation in coordinated rectangular using a numerical

solution in finite differences in the radial clearance between space of the piston ring and

cylinder liner of a engine of internal combustion of four times in order to obtain the

distribution of pressure and thickness of a lubricant film, and in that sense, evaluate the

behavior of the film. Effect of slipping were observed in the layer of ring since it was covered

with thin films of synthetic diamond dust ( DLC) in order to reduce of effects strain in the

interface between surface of the ring and lubricant film. Other important effect gained was the

recovery of the film under effect of load. Due to the application of thin films of DLC on the

surface of the ring, different values of vibration signals were captured every time that the

surface was modified.

INTRODUCCIÓN

La Tribología se define como la ciencia que estudia la fricción, el desgaste, la adhesión y la

lubricación. El concepto de “tribología” fue utilizado por primera vez en un informe elaborado

por la Comisión del Ministerio de Educación y Ciencia de la Gran Bretaña el 9 de marzo de

1966, hace exactamente 42 años, por lo que esta fecha se conoce como la del nacimiento de la

tribología como una nueva disciplina científica. En este informe se señala el carácter

multidisciplinario de esta ciencia, en la que entre otras, participan la física, la química, la

metalurgia, la economía, la ciencia de los materiales y la computación [1].

En las últimas décadas, la tribología se convirtió en una de las ciencias de más rápido

desarrollo, varios expertos consideran que en 1978, en Norteamérica, solo por efecto de la

fricción y el desgaste se gastó en energía una cantidad equivalente a la necesaria para

mantener la ciudad de Nueva York durante un año. Estas perdidas alcanzaron un valor de 20

MM USD, considerando el precio de un barril de petróleo en 30 USD. En la industria de

construcción de maquinarias se estima que, entre el desgaste y la fatiga se produce el 95% de

las causas de salida de servicio de los elementos de maquina, no considerando aquí, aquellos

que estando desgastados continúan trabajando y son causa de perdida de eficiencia en

mecanismos y maquinas [1].

En los primeros motores de combustión interna no se utilizaron anillos del pistón. Las

temperaturas y las presiones de los gases no eran tan altas como los parámetros de hoy en día.

Las demandas cada vez mayores de eficiencia requirieron temperaturas más altas, que

causaron una extensión más fuerte del calor del material del pistón. Esto hizo necesario

utilizar un sello entre el pistón y la camisa del cilindro para permitir una disminución de la

separación en condiciones frías, es decir, cuando las separaciones estaban en su máximo. La

custodia de la separación entre el pistón y la camisa del cilindro en un mínimo reduce

considerablemente el flujo de los gases de la combustión de la cámara de combustión hacia el

cárter del motor [2].

Los anillos de pistón son sellos dinámicos que mantienen la presión en la cámara de

combustión y proveen control de aceite en el cilindro. El paquete de anillos del pistón en un

motor de combustión interna consiste en tres anillos situados en surcos en el pistón. El

propósito primario del paquete de anillos es evitar que los gases de alta presión se escapen

fuera de la cámara de combustión, que daría lugar a apagones. Los anillos deben también

prevenir la salida excesiva del aceite del cárter a la cámara de combustión, mientras que ellos

mismos sigan lubricados suficientemente. Una tercera función de los anillos del pistón,

particularmente para el anillo superior, es la disipación del calor del pistón a la camisa del

cilindro. Los anillos deben realizar todas estas funciones sin la introducción de pérdidas

fricciónales excesivas en el sistema, y reducir el desgaste de los anillos y de la camisa del

cilindro a un mínimo [2].

Los anillos del pistón para el motor de combustión interna actuales tienen que cumplir todos

los requisitos de un sello dinámico para el movimiento linear que funciona bajo condiciones

térmicas y químicas. Los requisitos siguientes para los anillos del pistón pueden ser: [3]

-Baja Fricción, para aportar un soporte de la eficacia de la potencia del motor.

-Bajo desgaste del anillo, para asegurar una vida operacional larga.

-Bajo desgaste de la camisa del cilindro, para conservar la textura superficial deseada.

-Supresión de la emisión, limitando el flujo de aceite de motor a la cámara de combustión.

-Buena resistencia a La fatiga, ataques químicos y la erosión.

-Operación y rentabilidad confiable por un tiempo largo.

Para Bhushan B. [4], el desgaste es indeseable en casi todas las aplicaciones de máquinas, tal

como rodamientos, sellos, engranes y levas. Además, el desgaste es un fenómeno que

involucra mecanismos de adhesión, abrasión, fatiga superficial, etc. Este es causa

predominante de averías mecánicas en la industria, y por ende de pérdidas económicas.

Aunque se pudieran eliminar todos los defectos antes mencionados y además, si el anillo

funcionara bajo condiciones de diseño ideales, este finalmente fallará por fatiga a causa de los

ciclos de esfuerzo elevados como menciona.

Una de las formas de reducir los efectos de fricción y desgaste, es a través del tratamiento de

superficies, y en especial del uso de recubrimientos. Los anillos del pistón no escapan a esta

aplicación, ya que se busca endurecer la superficie y así aumentar su vida útil. El

endurecimiento se puede realizar, al alterar la composición química del material base, por

tratamiento térmico selectivo, endurecimiento por inducción y flama, rayo láser y electrones.

Por lo anterior se hace necesario el empleo de la triboadhesión, trabajos a este respecto se han

realizado en el CENIDET desde el año 1997. Las investigaciones realizadas han contribuido

en el diseño de dispositivos de deposición para superficies planas [5] y superficies curvas, un

dosificador de polvos [6], un tribómetro [7.], deposición en piezas pequeñas [8], estudio en

chumaceras [9] [10], Estudio en prótesis [11],

La modificación de las características superficiales de la superficie dinámica, sin duda

modifican su resistencia al desgaste y por ende las características de la señal de vibración; esta

última, herramienta indispensable en diagnóstico del estado del anillo del pistón. Esta relación

entre la señal de vibración y del estado físico del anillo del pistón, forman la base de este

análisis. Donde se emplea el método de triboadhesión para modificar las características

superficiales del anillo y posteriormente se toman lecturas de vibración en el motor con la

finalidad de detectar cambios en amplitud, así como en frecuencia para relacionarlo con el

cambio de rigidez de la superficie de contacto del anillo del pistón recubierto.

El trabajo está compuesto en cinco capítulos:

En el capítulo I se describen los antecedentes históricos de la Tribología, en particular aquellos

aspectos relacionados con la lubricación. Asimismo, se hace hincapié en aquellos aspectos

relacionados con los automóviles, y en particular al par anillo del pistón-camisa del cilindro.

Se describen las consecuencias de la fricción y el desgaste. Además, se analizan estudios

recientes relacionados con los anillos del pistón.

En el capítulo II se describe la teoría básica de los motores de combustión interna, el

problema que se tiene en los anillos del pistón, además se desarrolla la ecuación de Reynolds

para la teoría de lubricación, la cual establece una relación entre la geometría, velocidad

relativa de las superficies, la propiedad del fluido, y se describe la teoría básica para el proceso

de Triboadhesion.

En el capítulo III se describe el proceso de triboadhesion, además del diseño del banco para el

proceso, así como cada uno de los elementos que lo forman y las características de los equipos

auxiliares que se utilizaron.

En el capítulo IV se demuestra que la aplicación de películas delgadas por triboadhesión en el

anillo del pistón, modifica las características de la señal de vibración. La relación entre la señal

de vibración y del estado físico del anillo del pistón forman parte importante de esta

Investigación. En este capítulo se describen los resultados analíticos del comportamiento de la

película lubricante para diferentes características superficiales, y el efecto de esta modificación

en la respuesta dinámica.

El capítulo V se describe las conclusiones acerca de la experimentación realizada los anillos

del pistón, y se plantean trabajos futuros.

REFERENCIAS

[1] Martínez F. “Ciencia y técnica para el mantenimiento”, Editorial Limusa, México, D.F.,

1996.

[2] Andersson, Peter, Tamminen, Jaana & Sandström, Carl-Erik. Piston ring tribology. A

literature survey. Espoo 2002. VTT Tiedotteita – Research Notes

[3] Hill, S.B. and Newman, B.A., “Piston Ring Designs for Reduced Friction”, SAE

Paper 841222, 1984

[4] Bhushan B. “Introduction to Tribology”, (Impreso en los Estados Unidos de América: John

Wiley & Sons, c2002)

[5] Aguilar J. “Diseño y Construcción de un Dispositivo Utilizado para Recubrir Superficies

Metálicas con Óxidos Metálicos por Medio de Fricción Seca”, Tesis de Maestría; Cuernavaca

Morelos, México; Cenidet, 1999.

[6] Robles J. “Diseño y Construcción de un Dispositivo para el recubrimiento de superficies

curvas por fricción seca”, Tesis de Maestría; Cuernavaca Morelos, México; Cenidet, 2000.

[7] Ramírez A. 2001; “Evaluación de Resistencia al Desgaste de Superficies Planas con

Recubrimientos a Base de Fricción Seca”, Tesis de Maestría; Cuernavaca Morelos, México;

Cenidet, 2001.

[8] Navarro T. “Efecto del recubrimiento por triboadhesión de DLC y su respuesta dinámica

en rodamientos y engranes rectos”, Tesis de Maestría, Cuernavaca Morelos, México;

CENIDET, 2004.

[9] Ramírez F. "Estudio del Desgaste en la Superficie de Contacto Interno de Chumaceras

Generado por Vibración Mecánica”, Tesis de Maestría, Cuernavaca Morelos, Cenidet, 2004

[10] Vela D. “Diseño de un sistema de lubricación y chumacera hidrodinámica para la

evaluación del efecto de la modificación de su superficie”; Tesis de maestría; Cuernavaca

Morelos, Cenidet, 2006.

[10] Tolosa D. “Caracterización dinámica de prótesis de cadera recubiertas mediante el

proceso de triboadhesión”, Tesis de Maestría, Cuernavaca Morelos, CENIDET, 2005.

CAPÍTULO I

ANTECEDENTES HISTÓRICOS

1.1 INTRODUCCIÓN

En este capítulo se describen los antecedentes históricos de la Tribología, en particular

aquellos aspectos relacionados con la lubricación. Asimismo, se hace hincapié en aquellos

aspectos relacionados con los automóviles, y en particular al par anillo-camisa. Se describen

las consecuencias de la fricción y el desgaste. Además, se analizan estudios recientes

relacionados con los anillos del pistón.

1.2 ANTECEDENTES HISTÓRICOS

A través de evidencias que existen desde hace mucho tiempo hasta nuestros días, se sabe que

existieron civilizaciones como las de los egipcios, griegos y romanos que utilizaban la

lubricación en sus máquinas primitivas [1]. La fuerza de fricción ya era reconocida hace unos

2000 años por Aristóteles, y numerosos esfuerzos se han realizado para minimizar sus efectos.

Leonardo Da Vinci (1452-1519) fue uno de los primeros en estudiar de manera sistemática y

cuantitativa la fricción. Él comprendió la importancia de la fricción en las máquinas, y realizó

una distinción entre fricción por deslizamiento y rodadura. Estableció las dos leyes básicas de

la fricción: (1) el área de contacto no tiene efecto en la fuerza de fricción, (2) la fuerza de

fricción se duplica si el peso se duplica también. Al parecer, fue la primera persona en

introducir el concepto de fricción, y la definió como la razón de la fuerza de fricción a la

fuerza normal [2].

La lubricación con grasas recibió una atención especial desde hace ya muchos años. Un gran

número de famosos investigadores realizó experimentos sobre lubricación: Leonardo da Vinci

(1508), Amontons (1699), Euler (1748), Coulomb (1809). Amontons y Coulomb hallaron que

la fuerza de fricción F que hay que vencer para mover un cuerpo respecto a otro es

proporcional a la carga normal aplicada P: es decir existe una constancia del cociente P/F,

llamado coeficiente de fricción. [3]

En 1699 Guillaume Amontons [4] realizó experimentos enfocados a determinar el

comportamiento de los cuerpos. Demostró cómo considerar la fricción en el comportamiento

de máquinas y estableció su concepto del mecanismo de fricción. Estas observaciones fueron

verificadas por el físico francés Charles Augustín Coulumb, quien en 1785 agregó una tercera

ley de fricción en la cual, la fuerza de fricción es independiente de la velocidad, una vez que se

inicia el movimiento. Con esto hizo una clara distinción entre fricción estática y fricción

cinemática.

Por su parte, John Theophilus Desaguliers [5] en 1724, proporciona otro punto de vista de la

fricción, pero enfocado a la adhesión de superficies. Él enfatiza la necesidad de considerar el

efecto de la fricción sobre el rendimiento en las máquinas. Su visión consistió en que las

rugosidades superficiales eran responsables de la mayor parte de la fuerza de fricción.

En 1748, el matemático Suizo Leonhard Euler [6] contribuyó al conocimiento de la fricción.

Él realiza la primera distinción entre el coeficiente estático de fricción y el coeficiente

dinámico de fricción. También introdujo el uso del símbolo µ, comúnmente usado para

denotar el coeficiente de fricción.

Con ayuda de los trabajos de Da Vinci, Amontons y Desaguliers, Coulomb, además de

trabajar en el campo de la electricidad, realizó investigaciones para establecer su teoría de

fricción. En 1781 presenta su trabajo titulado “Teoría de las máquinas simples”, donde

considera la fricción de sus elementos y la rigidez de sus superficies. En este trabajo hace la

distinción entre fricción estática, fuerza requerida para comenzar el movimiento, y fricción

dinámica, fuerza requerida para mantenerlo. Además, encontró que en general la fricción

dinámica fue menor que la fricción estática, pero que la diferencia fue casi imperceptible para

metales. Coulomb atribuyó el mayor componente de la fricción al entrelazado de las asperezas

[7, 8].

Las primeras ideas de fricción y lubricación en el área automotriz, en especial en las partes de

contacto de pistones, fueron iniciadas por Ramsbottom y Miller, Ellos están entre los pioneros

en investigar el comportamiento de los anillos del pistón en motores de vapor. Ramsbottom,

en 1854, construyó un anillo metálico en una sola pieza. El diámetro libre del anillo era 10 %

más grande que el diámetro del cilindro.

Los primeros anillos del pistón usados en un motor tenían la única tarea de aislar la cámara de

combustión, así evitando que los gases de combustión salieran por el cárter del motor. Este

desarrollo aumentó la presión eficaz sobre el pistón, el anillo se ajustaba en un surco del pistón

y era presionado por su propia elasticidad; los anillos anteriores habían consistido en múltiples

objetos y con resortes para proporcionar una fuerza adecuada de arrastre contra el cilindro.

Miller, en 1862, introdujo una modificación al anillo de Ramsbottom. Esta modificación

consistió en permitir actuar la presión del vapor en la parte trasera del anillo, lo cual

proporcionó una fuerza más alta de arrastre. Esta nueva solución permitió el uso de anillos

más flexibles, que se ajustaron mejor al cilindro [9].

En los comienzos, el paquete del anillo se lubricaba solamente por el chapoteo, es decir,

lubricación por salpicado; el aceite contenido en el cárter del motor era impulsado con el giro

del cigüeñal hacia el primer anillo del pistón encargado de la distribución. Posteriormente,

cuando las condiciones de la combustión llegaron a ser aún más exigentes, es decir, con

temperaturas, presiones y velocidades más altas en el pistón, fueron introducidos anillos de

control de aceite. Entonces fue requerida una película apropiada del lubricante en el pistón,

anillos del pistón y la camisa del cilindro para prevenir daños.

Otros estudios acerca de la fricción, fueron realizados por Robert Henry Thurston [9] Él se

dedicó a investigar la fricción de superficies lubricadas. Thurston trató el mecanismo de

fricción desde un punto de vista económico, algo que en nuestros días es primordial por las

pérdidas que se generan a causa de su desconocimiento. Sin embargo, la teoría actual de la

lubricación hidrodinámica tuvo su origen en el laboratorio de Beauchamp Tower [10] en los

primeros años de la década de 1880 en Inglaterra, estudió la fricción en las chumaceras de los

ejes en los vagones o carros de ferrocarril, así como buscar los mejores métodos para

lubricarlos.

Años más tarde, los científicos Hertz y Reynolds desarrollaron las bases de casi todo el

conocimiento actual de lubricación [10, 11]. En 1884, Osborne Reynolds [12] formuló la

teoría de lubricación por película de fluido, así como una investigación que trata acerca de

fricción por rodadura. El trabajo más importante es el de transición de flujo laminar a

turbulento en tubos.

Similarmente, Lord Rayleigh y W. B. Hardy [12] estudiaron las propiedades lubricantes de

películas delgadas, sin establecer el espesor de la película. En los resultados, encontraron un

fuerte efecto sobre el coeficiente de fricción, a causa de la composición química de las

sustancias empleadas como película superficial. Así mismo, descubrieron que las películas de

monocapa eran adecuadas para inducir cambios muy grandes en las fuerzas de fricción.

En el año de 1892, Kingsbury [13], construyó una máquina de torsión-compresión en

coordinación con el mecánico John Brown y notó que el pistón en la parte de compresión

podía rotar rápidamente, sin aparente contacto con la pared del cilindro. Kingsbury concluyó

que el aire estaba actuando como un lubricante.

Frank Bowden y David Tabor [14] en 1950 establecen que cuando dos superficies se colocan

una sobre otra, éstas hacen contacto en la cima de sus asperezas y una presión bastante alta

toma lugar en esos puntos. Sobre estas regiones de contacto ocurre una fuerte adhesión y las

superficies de hecho forman un sólido continuo. En metales este proceso puede ser referido

como soldadura en frío. Entonces, cuando las superficies se deslizan, las uniones formadas se

deben de romper y la fuerza necesaria para hacer esto es igual a la fuerza friccional. En ese

mismo trabajo, mencionan que existe una relación muy cerrada entre fricción y adhesión,

donde la fricción es esencialmente el esfuerzo cortante y la adhesión es el esfuerzo de tensión

de las uniones formadas en las regiones de contacto real.

Es claro que en algunas aplicaciones de ingeniería, los fenómenos de adhesión y abrasión,

afectan con mayor severidad que el desgaste. También, el desgaste no solo resulta de un

evento, sino como resultado de la deformación repetida de las superficies en contacto. Con

este punto de vista, en 1965, Kraghelsky propone que el desgaste ocurre como resultado de la

fatiga. Él consideró que el contacto plástico en las interacciones de asperezas es menos

importante que el contacto elástico, al argumentar que aún si el contacto inicial es plástico,

éste cambia rápidamente a elástico con carga repetida. Explica el desgaste en términos de un

esfuerzo cíclico menor que el límite elástico, aunque también consideró el caso donde el

esfuerzo es mayor que el límite elástico [15].

Por otro lado, en 1966 es usada por primera vez la palabra tribología en un informe elaborado

por la Comisión del Ministerio de Educación y Ciencia de la Gran Bretaña. Después, la

tribología comenzó a reconocerse como una fuente para economizar recursos financieros,

materias primas y materiales energéticos. La tribología es definida como la ciencia y

tecnología de la interacción de superficies en movimiento relativo y los temas y prácticas

relacionados con ella. La palabra tribología viene de los vocablos griegos tribos que significa

frotamiento, y logos que significa estudio. Ésta, básicamente incluye los fenómenos de

fricción, lubricación y desgaste [16].

Hockenhull B., Kopalinsky y Oxley P. [15] reportan que Suh propuso la teoría de desgaste por

delaminación en 1973; dicha teoría establece que una partícula de desgaste se produce por un

innegable nivel de acumulación de esfuerzo plástico en la superficie. Mas tarde T. Stolarski en

1989 presenta un modelo de aproximación probabilística para predecir el desgaste. Además,

señala que para desarrollar un modelo que prediga cuantitativamente la velocidad de desgaste,

es necesario preservar un carácter aleatorio de todas las variables individuales que influyen en

el proceso de desgaste; así mismo reconocer la incertidumbre en la carga, tensión e intensidad

de esfuerzo. La magnitud de desgaste debe ser considerada una variable aleatoria dependiente,

la cual sólo se puede predecir con una cierta probabilidad. Para una aproximación

probabilística del problema, es esencial estimar cuantitativamente que toda la carga se soporta

por el contacto, además, deben ser considerados los materiales involucrados para una

descripción estadística de las características.

Para Bhushan B. el desgaste es definido como un daño a la superficie o la remoción de

material desde una o de las dos superficies sólidas en deslizamiento, rodamiento e impacto en

movimiento relativo de una con la otra. En la mayoría de los casos el desgaste ocurrirá por la

interacción de las asperezas de la superficie. La definición de desgaste está basada

generalmente en la pérdida de material, pero debe recalcarse que el daño a causa del

desplazamiento de material en un cuerpo, sin cambio neto en peso o volumen, también

constituye desgaste [17].

En cambio, para Bayer R. [18], el desgaste es el daño a una superficie como resultado de un

movimiento relativo con respecto a una sustancia. Y, un punto clave, es que el desgaste es un

daño y no limita la pérdida de material de una superficie. Por ello, la manera en que afecta el

desgaste a la superficie de una pieza se representa en 3 formas:

1 La pérdida de material, que es definitivamente una manera en la cual experimenta el

desgaste.

2 El movimiento de material sin pérdida de masa. Un ejemplo de esto sería el cambio en la

geometría o dimensión de una parte como resultado de una deformación plástica.

3 Un tercer modo de daño a la superficie que no involucra pérdida de masa o cambios

dimensionales. Un ejemplo podría ser el desarrollo de una red de grietas en una superficie.

También expone que la corrosión y la fractura no se incluyen en la definición de desgaste, más

bien, dichos fenómenos son elementos en el desgaste. Un término que comúnmente acompaña

al desgaste, es la fricción. Esto crea la impresión que los dos términos, desgaste y fricción, son

casi sinónimos en el sentido que una alta fricción equivaldría a un alto desgaste o un pobre

comportamiento al desgaste. También podría pensarse que una baja fricción equivale a un bajo

desgaste o un buen comportamiento al desgaste. Esto es un concepto totalmente erróneo. A

este respecto Bhushan B. [9], menciona que el desgaste, así como la fricción, no son una

propiedad del material, consiste más bien en una respuesta al sistema. Las condiciones afectan

la interfase. Erróneamente, en ciertas ocasiones se asume que interfaces con alta fricción

exhiben altas tasas de desgaste. Esto no es necesariamente cierto; por ejemplo, las interfaces

con lubricantes sólidos y polímeros exhiben relativamente baja fricción y relativamente alto

desgaste. En cambio, los cerámicos exhiben fricción moderada pero extremadamente bajo

desgaste. El desgaste puede ocurrir por medios mecánicos y/o químicos, y es generalmente

acelerado por el calentamiento friccional (o medios térmicos). El desgaste incluye seis

principales tipos, con fenómenos distintos que tienen una sola cosa en común: la remoción de

material sólido desde la superficie de frotamiento (rozamiento). Estos son: adhesivo, abrasivo,

fatiga, impacto por erosión, percusión, químico (o corrosivo), y desgaste por inducción de arco

eléctrico.

El motor del automóvil es una de las máquinas más comunes, consiste en millares de piezas,

cuyo funcionamiento se basa en la interacción de sus superficies. Hay muchos componentes

tribológicos como cojinetes, pistones, transmisiones, embragues, engranajes, neumáticos y

contactos eléctricos. El buen funcionamiento de estos elementos es esencial para el buen

funcionamiento del motor del vehículo, y los avances del motor del automóvil han llevado a

grandes avances en el campo de la tribología [19].

Para reducir la fricción y el desgaste, requieren los elementos tribológicos del motor alcanzar

la lubricación eficaz de todos los elementos del motor del automóvil, con impacto mínimo en

el medioambiente. Esta tarea es particularmente difícil dada la amplia gama de condiciones de

funcionamiento de carga, de velocidad, de temperatura, y de la reactividad química

experimentada en un motor [20].

Las mejoras en el funcionamiento tribológico de los motores pueden ser:

• Reducción del consumo de combustible

• Mayor salida de energía del motor

• Consumo de combustible reducido

• Reducción en emisiones de gases dañinos

• Durabilidad, confiabilidad, y mejor vida de servicio del motor

• Requisitos de mantenimiento reducidos e intervalos más largos de servicio

Con tales mejoras en una gran cantidad de motores de combustión interna, incluso las mejoras

más pequeñas de la eficacia del motor, los niveles de la emisión, y la durabilidad, pueden tener

un efecto principal en la economía mundial y el ambiente a medio o largo plazo [21]

Se ha investigado la posibilidad de usar el anillo de cerámica como complemento al paquete

de anillos en aplicaciones avanzadas. Las pruebas con los materiales de cerámica incluyen

zirconio monolítico, el carburo de silicio sintetizado y nitruro de silicio, con el desplazamiento

no lubricado los resultados fueron perjudiciales para la cerámica [22]. Con el nitruro de silicio

y el carburo de silicio, realizaron pruebas de operación satisfactoriamente bajo condiciones de

desplazamiento lubricadas por aceite, mientras que con zirconio sufrió de agrietamientos por

el choque térmico [22].

En 1989 E. Nagy [23] realizó sus primeros trabajos con recubrimientos metálicos y cerámicos

sobre superficies de acero y de vidrio. Su técnica consiste en hacer pasar el material de aporte

en forma de polvo entre una fresa que gira a alta velocidad y la superficie del material base por

recubrir. En 1993, Nagy [24] aprovechó los fenómenos que se producen en el proceso de

fricción, y dio a conocer una técnica de aplicación de recubrimientos a base de diamante; esta

técnica que se conoce como triboadhesión o fricción seca, y su costo es muy inferior a algunos

métodos ya establecidos.

En 1997 J. M. Rodríguez L. [24] con base en la propuesta de Nagy, inició una investigación

referente a recubrimientos por triboadhesión. La primera etapa de esta investigación consistió

en corroborar la viabilidad del recubrimiento. Los materiales que se utilizaron fueron pintura

para cemento como material de aporte y lámina de acero galvanizado como sustrato. En esta

etapa se comprobó la factibilidad del proceso y se observó el gran potencial de la técnica de

recubrimientos superficial por medio de triboadhesión, como alternativa para mejorar el

comportamiento del material de estas piezas mecánicas, se propone recubrir con la técnica de

triboadhesión utilizando para ello un material que mejore las propiedades del material base.

En el 2001, Soriano, [25] realizó una comparación experimental y teórica de la distribución de

temperaturas en el proceso de triboadhesión sobre una superficie plana. La temperatura

superficial teórica se determinó con base en el modelo de sólido semi-infinito con flujo de

calor constante sobre la superficie, que está en función de la partición de calor que se genera

por fricción.

En el 2004 Ramírez [26] obtiene las señales características de vibración que se generan

durante el funcionamiento de rodamientos de rodillos cilíndricos sin recubrir y recubiertos por

triboadhesión con DLC diamante tipo carbono por sus siglas en inglés. De igual forma; evalúa

y compara el cambio tanto en amplitud como en las frecuencias generadas por el rodamiento

en operación, a causa de la existencia de una interfase mas dura en la superficie de la pista

interna, en la cual ocurre el movimiento de deslizamiento-rodadura de los elementos rodantes.

Esta interfase cambia las propiedades de la señal que se propaga por todo el sistema cojinetes-

rotor. Con la finalidad de continuar sobre la misma línea de investigación se desarrolla el

proyecto de tesis “Diseño de un Sistema de Lubricación y Chumacera Hidrodinámica para la

Evaluación del Efecto en la Modificación de su Superficie”.

En el 2005 Y. Kligerman [27] desarrolló un modelo analítico para estudiar el potencial del

LST, Textura Superficial Láser por sus siglas en inglés, para reducir la fricción entre el anillo

del pistón y la camisa del cilindro. Los parámetros que se estudiaron fueron la profundidad de

los hoyuelos, y porción de la superficie de contacto nominal del anillo del pistón, en la figura

1.1, se muestra cómo la textura se establece simétricamente en el centro del anillo. Aquí W* es

la anchura del anillo del pistón, Bp es la longitud axial de la textura, x es la dirección axial de

la camisa del cilindro, y z es la dirección circunferencial del anillo del pistón. En figura 1.1

(a), la textura se establece simétricamente en el centro del anillo; en figura 1.1 (b), se establece

simétricamente en ambos extremos del anillo y en la figura 1.1 (c), en una distancia arbitraria

del centro del anillo.

Figura 1.1. Diferente localización de la zona de textura: (a) simétricamente en el centro; (b) simétricamente en

ambos extremos; y (c) arbitrariamente en una distancia d del centro del anillo

Demostraron que la ventaja del LST completo da como resultado la disminución de la

fricción, la profundidad óptima del hoyuelo se puede encontrar dependiendo de la anchura del

anillo y de las condiciones de funcionamiento. La fuerza de fricción se ve disminuida en

mayor proporción para el LST completo.

En el 2006 Vela [28] diseñó un sistema de lubricación y una chumacera hidrodinámica de

cinco zapatas basculantes. Con ésta determinó el comportamiento de la presión en la cuña

hidrodinámica, que se establece al operar el sistema rotor-chumacera en régimen de

lubricación hidrodinámica. De manera similar, identificó la señal de vibración del sistema

rotor-chumacera hidrodinámica que diseñó, con la finalidad de evaluar el efecto de recubrir la

superficie sólida del eje-manguito en interfase con el líquido lubricante a través de la

tecnología de triboadhesión.

Con base en lo anterior se propone el estudio de la ecuación de Reynolds para determinar el

comportamiento de la película lubricante del par anillo del pistón-camisa del cilindro. Los

resultados obtenidos con el método de LST, que por medio de micro hoyuelos disminuye el

área de contacto y a la vez disminuye la fricción, la desventaja de este método es el costo del

anillo, que se incrementa hasta en un 300%. Al conocer el comportamiento de la película

lubricante podemos variar las propiedades de los materiales, y logramos obtener el

comportamiento de las presiones en el espacio entre el anillo del pistón y la camisa del

cilindro. La fricción, el desgaste y la lubricación, han sido y son temas de interés para mejorar

el funcionamiento de las máquinas. Por otra parte, reducir la pérdida de energía en maquinaria

es importante, más específicamente en aquellas piezas que están en movimiento relativo.

Para reducir la pérdida de energía se debe disminuir la fricción y el desgaste, lo cual se puede

hacer al emplear un buen lubricante. En particular para reducir los efectos de la fricción y el

desgaste se emplean los recubrimientos, que tienen la finalidad de hacer la superficie mas dura

y reducir la fricción. Sin embargo, un material duro que resiste el desgaste no necesariamente

presentará un bajo coeficiente de fricción, los términos fricción y desgaste van de la mano

pero dependen del tipo de interfase. El uso de DLC como material de aporte para recubrir

piezas se debe a su alta dureza y baja fricción, que ha mostrado extender la vida útil de los

componentes. Es necesario utilizar técnicas de diagnóstico y monitoreo de fallas en máquinas;

esta relación entre la señal de vibración y del estado físico del anillo del pistón forman la base

de este estudio. Se toman lecturas de vibración en el motor con la finalidad de detectar

cambios en amplitud, así como en frecuencia, para relacionarlo con el cambio de rigidez de la

superficie de contacto del anillo del pistón recubierto.

1.3 REFERENCIAS

[1] Morelaes E., Skrzypinskia A, Rusek P y Haduch Z; 1997; “Desarrollo de la Tribología en

el Mundo”; Reporte técnico; pp. 1 – 6

[2] Dowson D., “Men of Tribology (Leonardo Da Vinci, Biography)”, (en: Journal of

Lubrication Technology, Vol. 100, No. 4, October 1977) pp. 382-386.

[3] Linares O. “Generalidades de la Tribología Fundamentos de la Lubricación, Fricción y el

Desgaste”; Reporte técnico.

[4] Dowson D., “Guillaume Amontons, Biography”, Journal of Lubrication Technology; Vol.

100, 1978.

[5] Dowson D., “Men of Tribology (John Theophilus Desaguiliers)”, (en: Journal of

Lubrication Technology, Vol. 100, No. 1, January 1978) pp. 3-5.

[6] Ramírez F. "Estudio del Desgaste en la Superficie de Contacto Interno de Chumaceras

Generado por Vibración Mecánica”, Tesis de Maestría, Cuernavaca Morelos, Cenidet, 2004

[7] Hernández M. Francisco; 1988; “Charles Agustin Coulomb”; Colección Metrología

Técnica Limusa; México D.F.

[8] Dowson D. April 1978; “Charles Augustin Coulomb”, Biography; Journal of Lubrication

Technology; Vol. 100, No 1; pp 148-152

[9] Priest, M. and Taylor, C. M. “Automobile engine tribology” - approaching the

surface.Wear, 241(2000)2.

[10] Reynolds O. “On the Theory of Lubrication and Its Application to Mr. Tower’s

Experiments”, Phil Trans. Roy. Soc., Vol. 177, London, 1886, pp. 157-234.

[11] Dowson D. October 1978; “Osborne Reynolds, Biography”; Journal of Lubrication

Technology; Vol. 100, No 4, pp 457 - 461

[12] Miyoshi K. And Chung Y.W; 1993; “Surface Diagnostics in Tribology. Fundamental

Principles and Applications”; World Scientific; USA

[13] Dowson D. “The History Tribology in America”, Contributed by the Lubrication Division

and presented at the ASME/ASLE Joint Lubrication Conference, San Francisco, Calif., July

1981, Vol. 103/323

[14] F. Bowden and D. Tabor, “Friction and Lubrication”, Surface Physics, Cavendish

Laboratory University of Cambridge, 1956.

[15] B. Hockenhull, E. Kopalinsky and P. Oxley, “Mechanical Wear Models for Metallic

Surfaces in Sliding Contact”, (en: Journal of Applied Physics, Vol. 25, 1992) pp. A261-A272.

[16] Bhushan B. “Introduction to Tribology”, ( Impreso en los Estados Unidos de América:

John Wiley & Sons, (2002)

[17] Bahadur S., “OPINION. Wear Research and Development”, (En: Journal of Lubrication

Technology, 99(4), 1978)

[18] Bayer R. “Mechanical Wear Prediction and Prevention”, (ed.; Marcel Dekker, Inc.; New

York: © 1994)

[19] Modern Tribology Handbook, Volume One Principles of Tribology

[20] Taylor, C.M. Automobile engine tribology — design considerations for efficiency and

durability, Wear, 221(1), 1-8.(1998)

[21] Dufrane, K. F. Wear performance of ceramics in ring/cylinder applications. Journal of the

American ceramic Society, 72(1989)4.

[22 ]Kustas, F. M. and Buchholtz, B. W. Lubricious-surface-silicon-nitride rings for

hightemperature tribological applications. Tribology transactions, 39(1996)1.

[23] Arellano J. A. “Principios de Transferencia de Masa Durante el Corte de Metales”, Tesis

de maestría, Cuernavaca Morelos México, Cenidet, 2007

[24 ]Rodríguez J. M.. et al, “Proceso para recubrir placas metálicas con óxidos metálicos por

fricción seca”, México: Cenidet, Proyecto CoSNET 597-P 1997

[25] Soriano G. “Análisis de la generación de calor en el proceso de triboadhesión”; Tesis de

Maestría, Cuernavaca Morelos México, Cenidet, 2001.

[26] Ramírez E. "Estudio del Desgaste en la Superficie de Contacto Interno de Chumaceras

Generado por Vibración Mecánica”, (Maestría en Ciencias en Ingeniería Mecánica,

Cuernavaca Morelos,: Centro Nacional de Investigación y Desarrollo Tecnológico, 2004).

[27] Y.Kliegerman, I.Etsion, A. Shinkarenko.,2005, “Improving Tribological Performance of

Piston Rings by Partial Surface Texturing” ASME. Journal of Tribology. vol.127

[28] Vela A. D. “Diseño de un sistema de lubricación y chumacera hidrodinámica para la

evaluación del efecto de la modificación de su superficie”, Tesis de Maestría, Cuernavaca

Morelos, México; CENIDET, 2006.

CAPÍTULO II

TEORÍA BÁSICA

2.1 INTRODUCCIÓN

En este capítulo se describe la teoría básica de los motores de combustión interna; el problema

que se tiene en los anillos del pistón, se desarrolla la ecuación de Reynolds para la teoría de

lubricación, la cual establece una relación entre la geometría, velocidad relativa de las

superficies, la propiedad del fluido. Se describe la teoría básica para el proceso de

Triboadhesion y vibraciones mecánicas.

2.2 MOTOR DE COMBUSTIÓN INTERNA

El motor de gasolina de cuatro tiempos se conoce también como “motor de ciclo Otto”,

denominación que proviene del nombre de su inventor, el alemán Nikolaus August Otto

(1832-1891). Un motor de combustión interna es cualquier tipo de máquina que obtiene

energía mecánica directamente de la energía química producida por un combustible que arde

dentro de una cámara de combustión, la parte principal de un motor [1].

La cámara de combustión es un cilindro, por lo general fijo, cerrado en un extremo y dentro

del cual se desliza un pistón muy ajustado al interior. El movimiento del pistón va del PMS

(punto muerto superior) al PMI (punto muerto inferior), durante el cual se modifica el

volumen que existe en la cámara de combustión como se muestra en la figura 2.1. La cara

exterior del pistón está unida por una biela al cigüeñal, que convierte en movimiento rotatorio

el movimiento lineal del pistón.

Figura 2.1. Carrera del pistón

La fricción en los motores provoca una importante pérdida de energía y un considerable

desgaste, por lo que hay que proponer soluciones para evitar en lo posible esa fricción o

conseguir su disminución, lo que se consigue interponiendo una película de lubricante entre

las piezas en movimiento del motor.

2.3 LOS CUATRO TIEMPOS DEL MOTOR DE COMBUSTIÓN

INTERNA.

El ciclo de trabajo de un motor Otto de cuatro tiempos, se puede representar gráficamente, tal

como aparece en la figura 2.2.

Figura 2.2. Ciclo Otto

En el motor de cuatro tiempos, cada pistón comienza su carrera en el PMS. Al iniciar su

primer movimiento hacia abajo, se abre en la parte superior del cilindro una o dos válvulas de

admisión que da paso al vapor de gasolina mezclado con aire. Para cuando el pistón llega al

PMI ha succionado la cantidad precisa de este combustible. Por consiguiente, este primer

movimiento se llama tiempo de admisión.

Durante el segundo tiempo —de PMI a PMS—, la válvula de admisión esta cerrada, mientras

el pistón comprime la mezcla combustible de forma que ésta se hace de fácil ignición. En

consecuencia, este tiempo se llama tiempo de compresión.

Cuando el pistón se acerca al PMS, entre los electrodos de la bujía salta una chispa eléctrica

que enciende el vapor comprimido en la parte superior del cilindro. La combustión resultante,

en la que la temperatura de la mezcla puede llegar a los 2.000°C y la fuerza hasta 2 toneladas,

empuja al pistón hacia abajo. Es el tiempo de explosión.

El pistón regresa al PMI en el fondo del cilindro, se ha agotado la fuerza de la combustión.

Resta sólo permitir que los productos de desecho de la combustión pasen al sistema de escape,

y de él a la atmósfera. En este punto, se abre en el cilindro la válvula de escape. Con esto el

pistón en el tiempo de escape, expulsa los gases a través de la parte superior del cilindro [1].

2.4 ANILLOS DEL PISTÓN

Los anillos de pistón son sellos dinámicos que mantienen la presión de combustión y proveen

control de aceite en el cilindro; el paquete de anillos del pistón en un motor de combustión

interna consiste en tres anillos situados en surcos del pistón. Según las indicaciones de la

figura 2.3, el propósito primario del paquete de anillos es evitar que los gases de alta presión

se escapen de la cámara de combustión, que daría lugar a pérdidas de energía. Los anillos

deben prevenir la salida excesiva de aceite del cárter a la cámara de combustión, mientras que

ellos sean lubricados suficientemente. Una tercera función de los anillos del pistón,

particularmente para el anillo superior, es la disipación de calor, del pistón a la camisa del

cilindro. Los anillos deben realizar estas funciones sin pérdidas fricciónales excesivas en el

sistema, y reducir el desgaste de los anillos y la camisa del cilindro a un mínimo [2].

Figura 2.3 Paquete de anillos del pistón.

Los anillos del pistón de los motores de combustión interna actual, tienen que cumplir todos

los requisitos de un sello dinámico para el movimiento linear que funciona bajo condiciones

térmicas y químicas. Los requisitos para los anillos del pistón son:

• Baja fricción, para aportar un soporte de la eficacia de la potencia del motor.

• Bajo desgaste del anillo, para asegurar una vida operacional larga.

• Bajo desgaste de la camisa del cilindro, para conservar la textura superficial deseada.

• Supresión de la emisión, limitando el flujo de aceite de motor a la cámara de combustión

• Buena resistencia a la fatiga, ataques químicos y la erosión.

• Operación y rentabilidad confiable por un tiempo largo.

El anillo superior es el más cercano a la cámara de combustión, está expuesto a condiciones

muy severas de trabajo y a cargas cambiantes. Las altas presiones en la cámara de combustión,

pueden poner altas cargas radiales en el anillo superior, empujando el anillo a la camisa del

cilindro con gran fuerza. Cuando la lubricación es escasa, esta fuerza del alto contacto puede

llevar a la alta fricción. La fricción del anillo con la camisa del cilindro aumenta la pérdida de

energía mecánica del motor, con el tiempo la fricción da lugar a un desgaste, aumentando la

salida de los gases de la cámara de combustión y reduciendo la eficiencia del motor [3].

El segundo anillo tiene una cara afilada que acumula con mayor eficacia el aceite en su borde

inferior, para raspar hacia abajo, no puede acumular el aceite en su borde superior para raspar

hacia arriba, hacia la cámara de combustión. Esto permite que el segundo anillo reduzca el

consumo de aceite y proporcione un control secundario en el flujo del aceite. El perfil del

anillo que raspa unidireccional se ilustra en la figura 2.4.

Figura 2.4. Efecto del perfil en transporte del aceite

El tercer anillo se conoce como anillo de control de aceite, tiene como propósito controlar la

fuente de aceite que viaja hacia los dos anillos superiores. Generalmente tiene forma de C y

dispone de un elemento interno elástico que consiste en un resorte montado en dos carriles,

donde la longitud circunferencial del resorte determina la tensión del anillo. Se considera el

mejor para el control de aceite, para eliminar la vibración y la deformación en motores de altas

revoluciones por minuto. Este diseño único permite a los anillos mantener una presión

constante en condiciones de alta temperatura, y también ajustarse a las paredes de los cilindros

aun cuando estos estén gastados y deformados [3].

Los anillos se fabrican en diversos materiales dependiendo del tipo de motor en el cual se

instalan. El material del anillo del pistón se elige para cubrir las demandas fijadas por las

condiciones de trabajo. Además, el material debe ser resistente contra daño incluso en

condiciones de emergencia. Debe tener resistencia a la elasticidad y a la corrosión del

material.

Las capas para los anillos son ampliamente utilizadas. Un ejemplo de tal capa es el cromo, que

se utiliza en condiciones abrasivas y corrosivas donde son severas las condiciones de trabajo

La capa del anillo necesita trabajar bien junto con el anillo y los materiales de la camisa del

cilindro, así como con el lubricante [4].

El escape de los gases del cilindro se puede presentar por el espacio entre el anillo del pistón y

la camisa del cilindro, y la parte trasera del anillo, cuando el anillo no está en contacto con las

paredes del pistón (surco), ver figura 2.5. Los gases de la combustión que pasan por el cilindro

hacen que el pistón y sus anillos se calienten, el escape de gases del cilindro afecta la película

lubricante de aceite contaminándola. El escape de gases del cilindro no puede ser evitado

mientras los anillos tengan boquetes y se muevan en sus surcos. Esto significa que un cierto

escape de gases del cilindro tendrá que ser siempre permitido. Los efectos del escape de gases

del cilindro directa o indirectamente afectan la eficacia de la energía del motor, el escape de

gases del cilindro consume energía de la combustión y aumenta la fricción como resultado de

condiciones menos favorables de la lubricación. Las medidas han demostrado que la torcedura

de los anillos del pistón afecta a la cantidad de escape de gases del cilindro más allá del

paquete del anillo. Una torcedura negativa en el segundo anillo puede causar la inestabilidad

del anillo, que da lugar a un aumento en el escape de gases del cilindro. Una torcedura positiva

en el segundo anillo puede, alternadamente, causar la alta presión, que puede dar lugar a

desplazamiento radial o al movimiento axial del anillo [5].

Figura 2.5. Gases de la combustión escapan hacia el cárter del motor.

2.5 LUBRICACIÓN

El propósito de la lubricación es la separación de dos superficies con deslizamiento relativo

entre sí de tal manera que no se produzca daño en ellas: se intenta con ello que el proceso de

deslizamiento sea con el rozamiento mínimo posible. Para conseguir esto se intenta, siempre

que sea posible, que haya una película de lubricante (gaseoso, líquido o sólido) de espesor

suficiente entre las dos superficies en contacto para evitar el desgaste [6].

El objetivo de la lubricación es reducir el rozamiento, el desgaste y el calentamiento de las

superficies en contacto de piezas con movimiento relativo.

Los factores a considerar en diseño de maquinaria son técnicos y económicos:

• Cargas aplicadas y condiciones de servicio.

• Condiciones de instalación y posibilidad de mantenimiento.

• Tolerancias de fabricación y funcionamiento; vida exigida y vida útil.

• Costos de instalación y mantenimiento.

Tipos de lubricación.

Pueden distinguirse tres formas distintas: (a) Lubricación hidrodinámica, (b) Límite o de

contorno, (c) Hidrostática, como se muestra en la figura 2.6, y sus características se muestran

en la tabla 2.1.

Tabla 2.1. Tipos de lubricación y sus características

Lubricación Características

Hidrodinámica -Las superficies están separadas por una película de lubricante que proporciona

estabilidad.

-No se basa en introducir lubricante a presión (puede hacerse), exige un caudal de

aceite, la presión se genera por movimiento relativo.

-Se utiliza la lubricación de película gruesa, fluida, completa o perfecta.

Límite -La película de lubricante es tan fina que existe un contacto parcial metal-metal.

La acción resultante no se explica por la hidrodinámica.

-Puede pasarse de lubricación hidrodinámica a límite por caída de la velocidad,

aumento de la carga o disminución del caudal de aceite.

-En este tipo de lubricación (de película delgada, imperfecta o parcial) más que la

viscosidad del lubricante es más importante la composición química.

-Al proyectar un cojinete hidrodinámico hay que tener en cuenta que en el

arranque puede funcionar en condiciones de lubricación límite.

hidrostática -Se obtiene introduciendo a presión el lubricante en la zona de carga para crear

una película de lubricante.

-No es necesario el movimiento relativo entre las superficies.

-Se emplea en cojinetes lentos con grandes cargas.

-Puede emplearse aire o agua como lubricante.

Figura 2.6 Tipos de lubricación

Cuando ocurre la lubricación hidrodinámica o mezclada, se hace un análisis a partir del factor

de flujo de Reynolds para modelar la presión y los flujos del lubricante, y la interacción entre

el lubricante y las asperezas de la superficie.

2.6 ECUACIÓN DE REYNOLDS

A continuación se describe el proceso para la deducción de la ecuación de Reynolds para la

teoría de lubricación en una dimensión. La ecuación de Reynolds forma los fundamentos de la

teoría de lubricación de película fluida. Esta ecuación establece una relación entre la

geometría, velocidad relativa de las superficies, la propiedad del fluido y la magnitud de la

carga normal que puede soportar el lubricante [7].

La teoría actual de la lubricación hidrodinámica se origina con los experimentos de Tower en

1880 explicados por O. Reynolds. Se resuelve con las siguientes hipótesis [8]:

− El lubricante cumple la ley de Newton para fluidos viscosos.

− Se desprecian las fuerzas debidas a la inercia del lubricante.

− Se supone que el lubricante es incompresible.

− La viscosidad es constante en toda la película de lubricante.

− La presión del lubricante no varía en la dirección axial.

En el caso unidimensional se supone además:

− No existe flujo de lubricante en la dirección z.

− La presión sólo es función de la variable x.

− La velocidad de una partícula de lubricante es función de x e y.

Partiendo del equilibrio de fuerzas sobre diferencial de lubricante como se muestra en la figura

2.7 se deduce:

Figura 2.7 Equilibrio de un diferencial en el caso de un flujo bidimensional

Se supone que hay flujo lateral por lo tanto se hace una suma de fuerzas en la dirección x, se

obtiene:

��

��

��

��

��

�� 2.1

El esfuerzo cortante es igual a

� �� 2.2

De manera análoga se realiza para la dirección z.

��

��

��

��

��

�� 2.3

El esfuerzo cortante es igual a

� �� 2.4

A partir de las ecuaciones 2.1, 2.2, 2.3 y 2.4 se hallan las siguientes expresiones:

��

�� 2.5

��

�� 2.6

Tomando como condiciones de frontera:

�� , � � , � � �� , � �, � �

Se deducen las siguientes expresiones para la velocidad al integrar dos veces las ecuaciones

2.5 y 2.6

� ��

�� 2.7

� ��

�� 2.8

Aplicando condiciones de frontera obtenemos

� ��

��

� � 2.9

� ��

�� 2.10

La ecuación de Reynolds para presión se deriva por integración de la ecuación de

conservación de masa en coordenadas rectangulares:

�!�" � �

�� !� � �� !# � �

� �!� � 2.11

$ ��

� � $ ��

� �� $ �� # �

� �% 2.12

Donde � $ �� # �

� ��%� � %� %� ��" que indica que la superficie superior puede

tener una velocidad vertical, la cual puede ser en función del tiempo. Al integrar la ecuación

2.12 con los perfiles de velocidad de las ecuaciones 2.9 y 2.10 se tiene

& ��

��

� � � ��

�� & �

� � ��

��

�

��

�"

Desarrollando obtenemos:

' (()

(*() +,-

. / � ((0

(*(0 +,-

. /1 �� (,(2 � 34 (,

()

Obtenemos la ecuación de Reynolds

(()

(*() 5,-

. 6 � ((0

(*(0 5,-

. 6 �� (,(2 � 34 (,

() 2.13

La ecuación 2.13 es la ecuación de Reynolds para evaluar distribución de presiones del par

anillo del pistón-camisa del cilindro; es un balance de flujo, donde el término del lado

izquierdo representa los flujos inducidos por la presión en las direcciones “x”, la cual es la

dirección de desplazamiento de las superficies, y en “z”, que es la dirección perpendicular a

los extremos, a través de un elemento diferencial. La ecuación es aplicable en anillos de

pistón, en la mayoría de las chumaceras de película lubricante, lubricación en dientes de

engranes y rodamientos, entre otros.

La figura 2.8 muestra el efecto que acarrea el primer término del lado derecho de la ecuación

2.13 de la lubricación hidrodinámica. Representa la variación temporal en el espesor de

película h. Éste depende de la velocidad del centro de masa del anillo respecto de la superficie.

El efecto de este gradiente de velocidad genera una presión que intenta desalojar al fluido de

su espacio restringido, y a su vez, genera amortiguamiento viscoso en el anillo, el cual es

proporcional a la velocidad V del centro de masa [9].

Vt

h1212 =

∂∂

Figura 2.8. Efecto de aplastamiento

En la figura 2.9, Se muestra el efecto que acarrea el segundo término del lado derecho de la

ecuación 2.13, de la lubricación hidrodinámica. El término δh/δx representa una variación en

la dirección x, entonces la presión hidrodinámica generada debe ser tomada en cuenta y por

tanto. Hay un incremento de presión en la entrada del lubricante, hay una gran capacidad de

carga por lo tanto si esta no llegara a existir, no habría capacidad de carga. Este término es una

representación matemática del efecto de cuña, la cual puede ser convergente o divergente y la

variación no es necesariamente lineal, donde U es la velocidad del fluido [9].

x

hU

∂∂

6

Figura 2.9. Efecto de cuña

2.7 CONDICIONES DE FRONTERA.

En la tabla 2.2 se muestran algunos perfiles de presión, tres conjuntos de condiciones de

frontera son aplicados en la solución de la ecuación de Reynolds. La condición de Sommerfeld

es fácil de aplicar pero contiene resultados negativos en la película. La condición de Gumbel

h U

h

-V

es similar a la condición de Sommerfeld, en que las presiones negativas son eliminadas. La

condición de Swift-Steinber se acerca a representar las condiciones en la película lubricante

donde los valores de las presiones se determinan numéricamente, por lo tanto, se aplicará en la

solución numérica [10].

. Tabla 2.2 Condiciones de frontera, típicos en la ecuación de Reynolds.

Condiciones de frontera. Perfil de presión Expresiones Matemáticas

Sommerfeld

(Sommerfeld completo)

( ) ( )ππ 2,,0

0

321

31

=====xxx

xpxp

Gumbel

(medio Sommerfeld)

( ) ( )( )

.,0

0

0

21

32

21

π===≤≤

==

xx

xxxp

xpxp

Swift-Stieber

(Reynolds)

( ) ( )0

0

1

21

===

x

xpxp

=2x se determinará

Al usar la condición de Swift-Stieber las presiones en las fronteras son igual a cero, otra

condición de frontera es la geometría del sistema, el cual está compuesto de dos elementos el

anillo del pistón y la camisa del cilindro los cuales están separados por un claro radial, como

se muestra en la figura 2.10. El anillo del pistón corre a lo largo de la camisa del cilindro que

se encuentra fija en el bloque del motor.

Figura 2.10 Esquema anillo, pistón, camisa

En la tabla 2.3 se dan los parámetros para realizar el análisis de lubricación.

Tabla 2.3 Parámetros para un sistema anillo, pistón, camisa.

Parámetros para el análisis de lubricación

Velocidad v 1145 :;<�120:?@/B

Espesor del anillo en dirección axial 1 mm

Claro radial c 20.5D10EF<. Viscosidad del líquido sinovial µ 134D10EHI?. B

2.8 DISCRETIZACIÓN DE LAS ECUACIÓN DE REYNOLDS

La aproximación de diferencias finitas se utiliza cuando la solución analítica de una ecuación

diferencial es complicada. Para solucionar la ecuación diferencial se discretiza, es decir, se

cambia la ecuación diferencial por términos algebraicos. Los valores de la variable

dependiente desconocida se consideran en un número finito de puntos nodales. El número de

nodos que se utiliza es el mismo número de ecuaciones algebraicas que se desarrollan al

discretizar las ecuaciones diferenciales gobernantes. Por lo tanto, para resolver las ecuaciones

diferenciales sobre el dominio del problema, las ecuaciones se transforman en un grupo de

ecuaciones algebraicas, las cuales son resueltas simultáneamente para obtener la solución [11].

Al tomar la ecuación diferencial de Reynolds para la teoría de lubricación en coordenadas

esféricas, se discretizan las derivadas del término de flujos inducidos por la presión del lado

izquierdo de la ecuación, del efecto cuña y del efecto de aplastamiento del lado derecho de la

ecuación 2.14.

( ) ( )t

h

x

hUPh

zPh

x ∂∂+

∂∂=∂

∂∂+∂

∂∂ µµ 1263

2

3

2

2.14

Al usar el esquema de punto medio para determinar la variación de presión de segundo orden

se obtiene el esquema de diferencia central de primer orden para el término de cuña y el

esquema de diferencia adelantada de primer orden para el término temporal de aplastamiento

[12]:

( ) ( ) ( )

( )

∆−

++

∆−

=−

−−∆

+−−−∆

+−+

−−

++−−++

t

hh

x

hhPPh

PPhz

PPhPPhx

t

ji

t

jijiji

jijiji

jijijijijijijijiji

.1

.,1,1,1,

3

,21

,,13

,212,1,

3

,21,,1

3

,212

126]

[1

][1

µµ

2.15

Por tanto, la ecuación 2.15 se expande de la siguiente manera:

( ) ( ) ( ) ( )

( ) ( ) ( ) ( )

∆−

+

∆−

=

=+−+−+++∆

++−+−+++∆

+−+

−+++−−

−+++−−

t

hh

x

hh

PhhPhhPhhPhhz

PhhPhhPhhPhhx

t

ji

t

jiii

jijijijijijijijijijijiji


,1

,11

,3

,13,,

3,

3,1,1

3,

3,1,1

3,1

3,2

,3

,13,,

3,

3,1,1

3,

3,1,1

3,1

3,2

126

][2

1

][2

1

µµ

2.16

Al expandir los términos de la ecuación 2.16 queda:

( ) ( ) ( ) ( )( ) ( ) ( ) ( )

∆−

+

∆−

=

=+∆

−+∆

−+∆

++∆

++∆

−+∆

−+∆

++∆

+−+

−+++−−

−+++−−

t

hh

x

hh

Phhz

Phhz

Phhz

Phhz

Phhx

Phhx

Phhx

Phhx

tji

tjiii



,1

,11

,3

,13,2,

3,

3,12,1

3,

3,12,1

3,1

3,2

,3

,13,2,

3,

3,12,1

3,

3,12,1

3,1

3,2

126

2

1

2

1

2

1

2

12

1

2

1

2

1

2

1

µµ

2.17

La ecuación discretizada (2.17) se reordena para tomar la forma generalizada del algoritmo

TDMA, por tanto:

( ) ( )

( ) ( )

( ) ( )

∆

−+

∆−

+

+∆

++∆

−

+∆

++∆

−

=

++∆

−++∆

−

+−+

+++

−−−

−+−+

t

hh

x

hh

Phhz

hhx

Phhz

hhx

Phhhz

hhhx

tji

tjiii

jijijijiji

jijijijiji

jijijijijijiji

,1

,11

,13,

3,12

3,

3,12

,13

,13,2

3,1

3,2

,3

,13,

3,12

3,1

3,

3,12

126

2

1

2

1

11

22

12

2

1

µµ

2.18

La ecuación (2.18) tiene la forma generalizada de punto central, punto superior, punto inferior,

punto izquierdo, punto derecho el cual se resolverá por el algoritmo LGS-ADI.

El algoritmo de Thomas o TDMA “Tridiagonal-Matrix Algoritm” es una técnica que se

desarrolla para resolver sistemas de ecuaciones tridiagonales, donde los coeficientes de la

matriz del sistema de ecuaciones diferentes de cero se alinean a lo largo de tres diagonales de

la matriz. El TDMA es un método directo para problemas unidimensionales, pero se puede

aplicar iterativamente, en una forma de línea por línea, para resolver problemas

multidimensionales.

2.9 CONDICIÓN DE DESLIZAMIENTO EN LA INTERFASE

SÓLIDO LÍQUIDO.

De acuerdo con Rabinowicz, al considerar una partícula esférica de radio R que se sumerge

dentro de un fluido una distancia x , y se genera trabajo para sobrellevar la presión del fluido

como se muestra en la figura 2.11, se introduce la ecuación de energía de superficie libre, la

cual contiene la suma de las energías libres que interactúan en las superficies, donde se obtiene

la ecuación [13].

Figura 2.11 Indentador sólido sumergido en un líquido.

( ) PRxRxG ab

222 πγσπ −+=

2.19

Donde G es el cambio de energía libre sobre la superficie, P es la presión que se ejerce por el

fluido, σ es la tensión superficial, abγ es la energía de adhesión entre los dos materiales, R es

el radio del indentador y x es la distancia que penetra el indentador para que el fluido

adquiera la forma de la rugosidad. Cuando el fluido adopta por completo la forma de la

aspereza la derivada de G es cero. Al despejar la presión e introduciendo la ecuación de

coeficiente de fricción, se obtiene el coeficiente de fricción en la interfase sólido-liquido se

obtiene [14]:

+=

R

fγσθτ

4

3

cot 2

2.20

Donde τ es el esfuerzo cortante, σ es la tensión superficial, γ es la energía de adhesión entre

los dos materiales, R es el radio del indentador sólido y θ es el ángulo de contacto.

Al reducir la ecuación 2.20 se obtiene:

x

R

P

Fluido

Sólido

θ

adad kf .τ= 2.21

Dagoberto Vela [12] calculó La energía de adhesión en la interfase sólido-líquido:

10

*0 Eaab =γ

2.22

La ecuación 2.22 muestra la energía de adhesión abγ , 0a es la constante de red y E es el

módulo de Young.

La aleación de cobalto, molibdeno y cromo se usa en la fabricación de los anillos del pistón.

La constante de red es nma 254.00 = y el módulo de Young GpaE 210= , por lo tanto, la

energía de adhesión es 2/3326.5 mJab =γ , la tensión superficial es σ es cmdinas /072.0 y

el ángulo 15° donde la constante de adhesión es 11005.0=adk .

La energía de adhesión del diamante sintético (carbono) abγ se determina por medio de la

estructura cristalina cúbica, donde los átomos están unidos por enlaces covalentes. Este

material se puede utilizar para modificar las propiedades superficiales del substrato por

recubrimiento con deposición de polvo de diamante como material de aporte. La estructura

cristalina del carbono es BCC, la constante de red es nm356.0 y el módulo de Young es

GpaE 79.799= . Por tanto, 2/4711.28 mJab =γ , el ángulo de 15° y la constante

02082.0=adk .

En la tabla 2.4 se concentran los datos para determinar la velocidad de deslizamiento en

materiales usados en la fabricación del anillo del pistón.

Tabla 2.4 Coeficientes para diferentes materiales.

Material Energía de adhesión

( )2/ mJabγ

Constante de adhesión

adk

Coeficiente de fricción

adf

Cobalto-

Cromo-

Molibdeno

3326.5

1105.0

142.0

DIAMANTE

SINTÉTICO

4711.28

02082.0

026.0

Para determinar la velocidad de deslizamiento, se parte del perfil de velocidad para flujo plano

de Poiseville que describe un perfil rectangular por medio de:

( )yyhx

pu −

∂∂=

µ2

1

2.23

El esfuerzo cortante con condición de deslizamiento se expresa por:

y

ukad ∂

∂= µτ

2.25

Al derivar la velocidad con respecto a y se tiene:

( )

−∂∂

∂∂= yyh

x

p

ykad µ

µτ2

1

2.26

Al sustituir la ecuación 2.22 en la ecuación 2.19 se obtiene [15]:

( )yhx

pkf adad 2

2

1 −∂∂=

2.27

Por tanto, la velocidad de deslizamiento es:

µτad

sf

hU =

2.28

La velocidad en la interfase sólido-liquido se determina por medio de la ecuación (2.28).

Todas estas ecuaciones son de gran importancia para la elaboración del programa de cómputo

con el que estudiaremos el comportamiento de las presiones en el espacio entre el anillo del

pistón y la camisa del cilindro, sustituyendo en la ecuación de Reynolds.

2.10 ESPESOR DE PELÍCULA.

El espesor de película lubricante entre la sección transversal del anillo y la pared del cilindro

se determina por:

φθεφθε sensench yz coscos −−= 2.29

Donde h es el espesor de película lubricante y c es el claro radial. El término zε , yε es la

excentricidad en dirección vertical y horizontal, pero como en este estudio no existe

excentricidad porque estamos considerando un movimiento lineal uniforme, la excentricidad

es cero. [6].

Ozgen Akalin y Golam M. Newaz dan un claro radial nominal de c 20.5x10EFm., el espesor

de película lubricante es h 20.5x10EFm. [16]

2.11 TRIBOADHESION

En el proceso de deposición por fricción seca o triboadhesión se genera calor en la interfaz, a

causa del movimiento relativo entre una fresa rotatoria de algodón y el sustrato por recubrir. El

calor que se genera, se conduce a través de pequeñas áreas de contacto interfacial hacia ambos

cuerpos, lo que establece resistencia al flujo de calor por fricción en la interfaz. El efecto

conjunto del tamaño de las áreas de contacto y de la velocidad de deslizamiento elevada,

provoca altas temperaturas superficiales. La distribución de estas temperaturas se ve afectada

por las condiciones de operación, las condiciones geométricas superficiales, las propiedades

mecánicas y térmicas de los cuerpos en contacto y por los efectos de adhesión [17].

2.12 PROCESO DE TRIBOADHESIÓN

La utilización de recubrimientos permite modificar las propiedades en la superficie de

materiales comunes de ingeniería [18], tal como, cobre, aluminio, aceros, etc. Para el caso de

interfaces sólido-sólido, el desgaste depende de la magnitud de la carga aplicada y del

coeficiente de fricción de los materiales en contacto. La selección del tipo de recubrimiento es

función de las propiedades superficiales que desean obtener. Estas pueden ser resistencia al

desgaste, dureza, resistencia al ataque químico y dependen del material de aporte que se utiliza

para el recubrimiento y del tipo de técnica que se utiliza para recubrir.

Los parámetros para recubrir la zona de interfase entre el rotor y las zapatas de la chumacera

hidrodinámica se determinaron a partir de los trabajos de Robles [19] y Navarro [20]. Con los

modelos desarrollados en estos proyectos de investigación y la técnica de deposición

propuesta en [20], se generaran las condiciones para depositar polvo de diamante sobre la

superficie del manguito, al hacer girar ambas piezas a diferentes velocidades de rotación. La

fresa de algodón que se utilizó tiene un diámetro de 2 mm y se hace girar a 64000 rpm,

mientras que el manguito se montó en un torno paralelo universal y se le aplicó al chuck o

mandril del torno una velocidad de rotación de 1080 rpm en sentido contrario a la de la fresa.

La fuerza normal aplicada en la interfase fue de 0.3 a 0.5 N.

En la figura 2.12 se observa el proceso de deposición por triboadhesión. Consiste en hacer

pasar material de aporte en polvo, entre la fresa de algodón y el substrato (elemento por

recubrir). Se muestra cómo el calor que se genera por fricción actúa solamente sobre el

substrato.

Figura 2.12 Proceso de deposición donde se muestra la generación de calor por fricción en la interfase.

El calor que se genera por fricción, excita energéticamente la superficie del substrato y permite

que las partículas de polvo se incorporen y se adhieran al mismo. En la figura 2.13 se muestra

el conjunto de la fresa de algodón y el substrato, así como la boquilla de alimentación del

material de aporte.

Figura 2.13 Conjunto fresa de algodón – substrato del proceso de deposición por triboadhesión.

.

Como alternativa para mejorar el comportamiento del material de estas piezas mecánicas, se

propone recubrir con la técnica de triboadhesión utilizando para ello un material que mejore

las propiedades del material base.

2.13 VIBRACIONES

Se ocupara esta herramienta para estudiar el comportamiento de los anillos del pistón con

recubrimiento y sin recubrimiento, instalados en el motor de combustión interna, por ello

tomaremos en cuenta solo los principios básicos de la vibración y del análisis de las mismas

los conceptos básicos ya fueron estudiados por Ramírez E. [21].

2.14 CONCEPTOS Y ANÁLISIS DE VIBRACIÓN

Las máquinas y estructuras no son cuerpos rígidos, más bien son sistemas con componentes

elásticos que responden a fuerzas externas o internas con deformación finita, a causa de esto,

se genera un movimiento. La vibración es el movimiento de vaivén de una máquina o

componente de ésta, en cualquier dirección del espacio desde su posición de equilibrio. La

vibración mecánica se usa en general para describir oscilaciones de sistemas mecánicos y

Fresa de algodón

Substrato

Boquilla de alimentación

estructuras. Las vibraciones mecánicas también son el resultado de imperfecciones

relacionadas con el diseño, manufactura, operación de sistemas y dispositivos mecánicos. La

vibración se asocia con el desbalance de masas en máquinas rotativas o reciprocantes [22].

Otras causas que se pueden mencionar son la falta de alineamiento de acoplamientos y

rodamientos; ejes vencidos; engranes desgastados o excéntricos; bandas o cadenas de

transmisión en mala condición; rodamientos antifricción deteriorados; desviaciones del par de

torsión; fuerzas electromagnéticas; fuerzas aerodinámicas; fuerzas hidráulicas; aflojamiento

mecánico, rozamiento; y resonancia [23]. La vibración mecánica se asocia siempre con la

fluctuación de cargas mecánicas, por consiguiente, con la fluctuación de esfuerzos mecánicos

y la falla por fatiga de componentes mecánicos.

2.15 CONDICIONES DE PRUEBA

La máquina debe estar en condiciones de operación normal, cuando se recopilan datos de

vibración. Si eso no fuera el caso, el espectro de vibración no seria igual a los espectros de

vibración recopiladas anteriormente, y ya no sería posible establecer una tendencia en el

tiempo. Las velocidades de motores de combustión dependen de la carga, y no deberían variar

de una recopilación a la siguiente. Eso quiere decir que las condiciones de carga deben ser las

mismas tanto como sea posible.

El nivel de vibración agregado por fuentes extrañas como máquinas cercanas, también deberá

ser lo mismo cada vez que se recopilen datos. No se deben recopilar datos con las máquinas

cercanas apagadas, si los espectros anteriores fueron recopilados mientras que éstas estaban

funcionando. Eso es especialmente válido con un nivel de vibración de fondo alto como por

ejemplo en motores deben estar operando a la misma velocidad durante cada sesión de

recopilación de datos [24].

2.16 ANÁLISIS DE ESPECTRO

El análisis de espectros que se define como la transformación de una señal de la

representación en el dominio del tiempo hacia la representación en el dominio de la

frecuencia, tiene sus raíces a principio del siglo XIX, cuando varios matemáticos lo

investigaron desde una base teórica. Pero fue un hombre práctico, un ingeniero con una

educación matemática, que desarrolló la teoría en que están basadas casi todas nuestras

técnicas modernas de análisis de espectro. Este ingeniero era Jean Baptiste Fourier. Él estaba

trabajando para Napoleón, durante la invasión de Egipto en un problema de

sobrecalentamiento de cañones, cuando dedujo la famosa Serie de Fourier, para la solución de

la conducción de calor. Puede parecer que hay una gran distancia entre cañones

sobrecalentados y análisis de frecuencia, pero resulta que las mismas ecuaciones son

aplicables en los dos casos. Fourier más tarde generalizó la Serie de Fourier en la

Transformada de Fourier. La llegada del análisis de las señales digitales naturalmente llevó a

la llamada Transformada Discreta de Fourier y la Transformada Rápida de Fourier o TRF

[24].

La señal en el dominio de la frecuencia o espectro de frecuencia es una gráfica de respuesta de

la amplitud de la vibración contra la frecuencia. El espectro de frecuencia proporciona

información valiosa acerca de la condición de una máquina. La respuesta de vibración de una

máquina se rige no solo por sus componentes, si no también por su ensamble, montaje e

instalación. Así las características de vibración de cada maquina son diferentes con respecto a

otras; por tanto, el espectro de vibración se puede considerar como la firma de vibración de la

máquina [25].

Ya que los picos en el espectro se relacionan con varios componentes de una máquina, es

necesario ser capaz de calcular las frecuencias de falla. Se puede derivar un número de

formulas para encontrar las frecuencias de falla de componentes estándar como rodamientos,

cajas de engranes, bombas, ventiladores, y poleas. De manera similar, ciertas condiciones de

falla estándar se pueden describir para fallas estándar tales como desbalance, desalineación,

soltura mecánica y resonancia.

La frecuencia puede ser expresada en Hertz (Hz), en lugar de ciclos por segundo (c.p.s.), en

donde una vibración con frecuencia de 60 c.p.s. es igual y más común representarla como 60

Hz. Sin embargo, cuando se trata de vibraciones medidas en máquinas rotatorias como los

motores de inducción, expresar la frecuencia de vibración en c.p.m. (ciclos por minuto) es

mucho más sencillo que expresarla en Hz. Por ejemplo, si una máquina opera 3600 RPM

(Revoluciones Por Minuto), tiene más significado saber que la vibración ocurre a los 3600

c.p.m. (1xRPM) que a los 60 Hz [25].

Debe tenerse en cuenta, tal como lo advierte correctamente la norma [26], que estos son

valores sólo de referencia. El nivel de vibraciones depende de la energía total entregada a la

máquina. Parte de esta energía se convierte en vibraciones y ruido. Una máquina de gran

tamaño tendrá obviamente valores globales de vibraciones mayores que una de menor tamaño.

En las máquinas de mayor tamaño es prácticamente imposible alcanzar valores globales de

vibraciones bajos como los de máquinas pequeñas, las condiciones de operación son sin

combustión, sin la sujeción adecuada para el motor, con solo un pistón, con problemas de

lubricación debidos que no es sometido a condiciones normales de operación el aceite no es

distribuido adecuadamente hacia el par anillo del pistón-camisa del cilindro.

Un análisis estadístico de las ocurrencias de los distintos problemas asociados a maquinarias

[27] indica que:

·Un 40% de los problemas se debe a desbalance

·30% debido a desalineamiento (en máquinas acopladas)

·30% debido a problemas en bandas y poleas (en máquinas a polea)

·20% debido a resonancias

·10% debido a los rodamientos

·10% debido a otras causas (cavitación, remolino de aceite, huelgos o juegos mecánicos,

turbulencia en cañerías, etc.).

2.17 TRANSFORMADA RÁPIDA DE FOURIER

La transformada rápida de Fourier es simplemente un algoritmo rápido para la evaluación

numérica de integrales de Fourier, y su importancia radica en la rapidez de cálculo conseguida.

Tiene aplicaciones en: ecualización y filtrado en equipos de audio/vídeo en tiempo real,

comunicaciones, etc.

La diferencia de velocidad de cálculo entre la tradicional transformada discreta y la FFT,

aumenta según aumenta el número de muestras a analizar, ya que mientras la transformada

discreta aumenta el número de operaciones necesarias para la resolución de forma

exponencial, la transformada rápida lo hace de forma prácticamente lineal [28].

2.18 CAUSAS FRECUENTES DE VIBRACIONES EN

MÁQUINAS ROTATORIAS

Para identificar las frecuencias características en la zona de baja frecuencia del espectro del

motor de combustión interna, es necesario realizar ampliaciones que muestren estas

frecuencias, En las zonas seleccionadas se colocan etiquetas de identificación que

corresponden a un tipo de falla, como se muestra en la tabla 2.5.

Tabla 2.5 Armónicos característicos de fallas en motores de inducción.

Frecuencia (Hz) Frecuencias (RPM = velocidad

del motor)

Causa de falla

10 < 0.5 x RPM Torbellinos de aceite.

20 1x RPM Fuerzas desequilibradas y momentos

creados por la rotación o el

movimiento de intercambio linear del

cigüeñal y componentes relacionados,

excentricidad, eje flexionado,

resonancia, desalineación de poleas.

20 1x RPM Desbalance.

20,40 1x, 2x RPM Eje combado.

10,20,40, 60 0.5x, 1x, 2x, 3x RPM Soltura mecánica.

20,40,60 1x, 2x, 3x RPM Desalineamiento angular,

combinación de huelgos mecánicos

axiales excesivos con desalineamiento.

20,40,60,80 1x, 2x, 3x, 4x RPM Holguras del ensamble de ensamble.

10,20,30,40,60,80,100,120,

140,160,200

0.5x, 1x, 1.5x, 2x, 3x, 4x, 5x, 6x,

7x, 8x, 9x, 10x

Holguras en la base de la maquina.

Es imprescindible tener en cuenta que en general, las fuerzas entre los elementos en contacto

en una máquina durante su funcionamiento, determinan la vida útil de los mismos. Sin

embargo, lo que se mide no es la magnitud de estas fuerzas, sino las vibraciones en la

maquinaria que éstas producen [29]. Estas fuerzas pueden por ejemplo:

1. Cambiar de dirección conforme pasa el tiempo, un ejemplo de esto son las fuerzas

generadas cuando el rotor de la máquina se encuentra desbalanceado.

2. Cambiar de amplitud o intensidad, tal como sucede con las fuerzas generadas con el

desbalance en un motor.

3. Resultar en fricción entre los elementos rotatorios y estacionarios de la máquina.

4. Causar impacto en el dentado de los engranes.

Ahora bien, es importante tomar en cuenta los siguientes criterios:

1. Es casi imposible que dos máquinas, supuestamente en igual estado técnico presenten las

mismas vibraciones, ya que si cambia la sujeción o el estado mecánico del pedestal de una de

ellas, entonces a cierta frecuencia la amplitud de la fuerza dinámica podrá ser la misma en

ambas máquinas pero no así la amplitud de las vibraciones medidas en éstas.

2. Diferentes registros temporales pueden producir espectros similares.

3. Para algunas frecuencias, sus correspondientes amplitudes pueden ser aceptables, no siendo

así para otras frecuencias pertenecientes al mismo espectro.

4. Más de un problema puede reflejarse a la misma frecuencia.

5. El análisis preciso de un problema a una frecuencia dada, en muchos casos, depende de la

presencia de una o más frecuencias relacionadas con ésta.

Algunas de las causas más comunes de vibración en máquinas rotatorias [29]:

1. Desalineamiento de acoplamientos, cojinetes de rodamientos y engranes.

2. Desbalance de componentes rotatorios.

3. Solturas mecánicas.

4. Deterioro de los cojinetes.

5. Corrimiento del centro magnético o problemas eléctricos.

6. Resonancia.

7. Fricciones.

8. Transmisiones por poleas y correas.

2.19 DESGASTE

El desgaste es definido como el proceso de remoción de material de una superficie sólida,

como un resultado del movimiento relativo de esta superficie respecto a otra en contacto. En el

proceso continuado de desgaste, el material puede ser removido de la superficie y expulsado o

puede resultar transferido a la otra superficie o también puede romperse y quedar atrapado

dentro del contacto como una partícula libre de desgaste. En el caso de la transferencia de

material desde una superficie a otra, la pérdida de masa o volumen neto de la interfase sería

cero, aunque una de las superficies sería desgastada. En un proceso de contacto tribológico la

fuerza de fricción también está asociada a la evolución del desgaste, sin embargo, su relación

no es bien entendida. Algunas veces se asume que interfaces de alta fricción exhiben altas

tasas de desgaste. Esto no es necesariamente verdad, por ejemplo, las interfaces entre metales

pulidos y polímeros exhiben baja fricción y simultáneamente alto desgaste, mientras que las

interfaces entre materiales cerámicos exhiben moderada fricción pero muy bajo desgaste. Sin

embargo, esto no es una regla general y hay contradicciones. Al igual que la fricción, el

desgaste no es solamente una propiedad del material, es una respuesta integral del sistema. Los

análisis de los sistemas han demostrado que 75% de las fallas mecánicas se deben al desgaste

de las superficies en rozamiento. Se deduce fácilmente que para aumentar la vida útil de un

equipo se debe disminuir el desgaste al mínimo posible [30].

Desgaste por Fatiga: Surge por concentración de tensiones mayores a las que puede soportar el

material. Incluye las dislocaciones, formación de cavidades y grietas.

Desgaste Abrasivo: Es el daño por la acción de partículas sólidas presentes en la zona del

rozamiento.

Desgaste por Erosión: Es producido por una corriente de partículas abrasivas, muy común en

turbinas de gas, tubos de escape y de motores.

Desgaste por Corrosión: Originado por la influencia del medioambiente, principalmente la

humedad, seguido de la eliminación por abrasión, fatiga o erosión, de la capa del compuesto

formado. A este grupo pertenece el Desgaste por oxidación. Ocasionado principalmente por la

acción del oxígeno atmosférico o disuelto en el lubricante, sobre las superficies en

movimiento.

Desgaste Adhesivo: Es el proceso por el cual se transfiere material de una a otra superficie

durante su movimiento relativo, como resultado de soldado en frío en puntos de interacción de

asperezas, en algunos casos parte del material desprendido regresa a su superficie original o se

libera en forma de virutas o rebaba [30].

2.20 DESGASTE DE ANILLOS Y CILINDROS

Cada hora que el motor está encendido, los pistones suben y bajan, raspando los anillos contra

las paredes de los cilindros. En un viaje de 10 minutos en un auto normal, cada anillo de cada

pistón viajó 6 kilómetros raspando las paredes. Si el aceite pierde su viscosidad, el desgaste es

severo. Si el aceite está contaminado, los contaminantes rayan las paredes. Mucha de esta

lubricación es hidrodinámica, dependiendo de la viscosidad para evitar desgaste. Cuando falla

la lubricación hidrodinámica los anillos dependen de los aditivos anti-desgaste que proveen

lubricación límite, si los anillos se encuentran en condiciones de trabajar sin lubricación los

daños son menores, por ello es de gran importancia el estudio de los recubrimientos, en este

caso el DLC que disminuye el coeficiente de fricción.

2.21 REFERENCIAS

[1 ]Cengel Y. A. Boles M. A. “Termodinámica” Mc Graw Hill. 2006.

[2] Hill, S.B. and Newman, B.A., “Piston Ring Designs for Reduced Friction”, SAE

Paper 841222, 1984

[3] Priest, M. and Taylor, C. M. “Automobile engine tribology” - approaching the

surface.Wear, 241(2000)2.

[4]Andersson, Peter, Tamminen, Jaana & Sandström, Carl-Erik. Piston ring tribology. A

literature survey. Espoo 2002. VTT Tiedotteita – Research Notes

[5] Richardson, D. E. Comparison of measured and theoretical inter-ring gas pressure on a

diesel engine. Society of Automotive Engineers, Inc., 1996, SAE Technical Papers Series

961909.

[6] Linares O. “Generalidades de la Tribología Fundamentos de la Lubricación, Fricción y el

Desgaste”; Reporte técnico.

[7] Melvin A. Agosto 2007; “Solución Numérica de la Ecuación de Reynolds del Flujo de

Líquido Sinovial en el Espacio entre la Copa Acetabular y Acetábulo de una Prótesis de

Cadera”. Tesis de maestría; Centro Nacional de Investigación y Desarrollo Tecnológico;

Cuernavaca Morelos, México

[8] Arghir, et. al., “Theoretical Analysis of the Incompressible Laminar Flow in a Macro-

Roughness Cell,” ASME Journal of Tribology, vol. 125, pp. 309-318, 2003.

[9] Tolosa M. “Caracterización dinámica de prótesis de cadera recubiertas mediante el proceso

de triboadhesión”, Tesis de Maestría, Cuernavaca Morelos, México; CENIDET, 2005.

[10 ]K. Kundu P., “Fluid Mechanics”, Second Edition, Academic Press, 2002.

[11] Ozisik M. N., “Finite Difference Methods in Heat Transfer”, Mechanical and Aerospace

Engineering Department North Carolina State University. CRC Press, Inc., 1994.

[12] Jagatia M. D., Jalali-Vahid, “Elastohydrodynamic lubrication analysis of ultra-high

molecular weight polietilene hip join replacement under squeeze-film motion”, Proc. Instn

Mech. Engrs, Part H, Journal of Mechanical Engineering Science, Vol.215, 2001.

[13] Rabinowicz E., “Friction and Wear of Materials”, John Wiley & Sons, INC., New York.

1965.

[14] Rodriguez J. M., Vela Arvizo D., “Effect on the film pressure distribution on a

hydrodynamic tilting pad bearing caused by the coating of the journal wih DLC by

triboadhesion” ASME J., 2007.

[15] K. Kundu P., “Fluid Mechanics”, Second Edition, Academic Press, 2002.

[16] Akalin, O., and Newaz, G. M., 2001, “Piston Ring-Cylinder Bore Friction Modeling in

Mixed Lubrication Regime: Part I – Analytical Results,” ASME Journal of Tribology.

[17] Soriano G. “Análisis de la generación de calor en el proceso de triboadhesión”; Tesis de

Maestría, Cuernavaca Morelos México, Cenidet, 2001.

[18] Sánchez A. " Aplicación de extensometría eléctrica en el diseño de dispositivos para la

medición de fuerza y presión”, (Maestría en Ciencias en Ingeniería Mecánica, Cuernavaca

Morelos,: Centro Nacional de Investigación y Desarrollo Tecnológico, 1998).

[19] Robles J. M., “Diseño y Construcción de un Dispositivo para el recubrimiento de

superficies curvas por fricción seca”, Tesis de Maestría; Cuernavaca Morelos, México;

Cenidet, octubre 2000

[20] Navarro J. "Diseño de un disposición en piezas mecánicas pequeñas por triboadhesión”,

(Maestría en Ciencias en Ingeniería Mecánica, Cuernavaca Morelos, Centro Nacional de

Investigación y Desarrollo Tecnológico, 2004).



Cuernavaca Morelos, Centro Nacional de Investigación y Desarrollo Tecnológico, 2004).

[22] Dimarogonas A. “Vibration for Engineers”, (2nd Ed.; U.S.A.: Prentice Hall, © 1996)

825p.

[23] IRD Mechanalysis, “Tecnología Vibración”, (Libro de texto, Columbus, Ohio, © 1988).

[24] www.DLIengineering.com

[25] Dimarogonas A. “Vibration for Engineers”, (2nd Ed.; U.S.A.: Prentice Hall, 1996) 825p.

[26] ISO Standards Handbook - Vibration and Shock, Vol. 1, Second edition, 1995

[27] Bloch, H.P. and Geitner, F.K. "Machinery Failure Analysis and Troubleshooting", Gulf

Publishing Company, 1990

[28] Palomino E. La Medición y el Análisis de Vibraciones en el Diagnóstico de Máquinas

Rotatorias. División de Ingeniería de las Vibraciones y Diagnóstico, Cuba (1997).

[29] Shreve, H. Dennis: Introduction of Vibration Technology. IRD Mechanalysis, Inc. Ohio

(1994).

[30] Maryory A . “Característica de las propiedades tribologicas de los recubrimientos duros”,

Memoria presentada para optar al grado de Doctora Barcelona, Diciembre de 2005.

CAPÍTULO III

EQUIPO EXPERIMENTAL

3.1 INTRODUCCIÓN

En este capítulo se describe el proceso de triboadhesion, además del diseño del banco para el

proceso, así como cada uno de los elementos que lo forman y las características de los equipos

auxiliares que se utilizaron.

3.2 DEPOSICIÓN DE DIAMANTE

La utilización de recubrimientos permite modificar las propiedades en la superficie de

materiales comunes de ingeniería [1], tal como, cobre, aluminio, aceros, etc. Para el caso de

interfaces sólido-sólido, el desgaste depende de la magnitud de la carga aplicada y del

coeficiente de fricción de los materiales en contacto. La selección del tipo de recubrimiento es

función de las propiedades superficiales que desean obtener. Estas pueden ser resistencia al

desgaste, dureza, resistencia al ataque químico y dependen del material de aporte que se utiliza

para el recubrimiento y del tipo de técnica que se utiliza para recubrir.

El material de aporte que se utilizó para servir como recubrimiento del anillo del pistón, es un

compuesto de diamante sintético tipo DLC. El recubrimiento proporciona un aumento de

dureza en la superficie de la aguja y reducción del coeficiente de fricción. De los

recubrimientos cerámicos, el diamante es un material muy atractivo para aplicaciones

tribológicas en donde se requiere un incremento en la dureza, por la combinación de

propiedades mecánicas; por ejemplo su dureza, es cercana a 100 GPa, es químicamente estable

y presenta un coeficiente de fricción cercano de 0.1 [2].

Con base en estas exigencias, el diamante sintético tipo DLC es candidato para ser depositado

sobre la superficie del anillo del pistón. Además de proporcionar las siguientes características:

a) Aumento de la resistencia al desgaste a causa de la adición de partículas de un material

duro, b) El proceso de recubrimiento, además de depositar partículas y aumentar su dureza,

provoca una menor rugosidad en la zona recubierta.

Los parámetros para recubrir la zona de interfase se determinaron a partir de los trabajos de

Robles y Navarro [3] [4]. Con los modelos desarrollados en estos proyectos de investigación

y la técnica de deposición propuesta por Navarro, se generarán las condiciones para depositar

DLC sobre la superficie del anillo, como se muestra en la figura 3.3. La fresa de algodón que

se utilizó tiene un diámetro de 2 cm y se hace girar a 64000 rpm, mientras que el anillo del

pistón se montó en un torno paralelo universal, y se le aplicó al chuck o mandril del torno una

velocidad de rotación de 1080 rpm en sentido contrario a la de la fresa. La fuerza normal

aplicada en la interfase fue de 0.3 a 0.5 N. En la Tabla 3.1 se listan las propiedades de la

aleación cobalto-cromo-molibdeno que se recubrió y de la fresa de algodón.

Figura 3.1 Deposición de DLC sobre el anillo del pistón

Tabla 3.1 Propiedades de la aleación cobalto-cromo-molibdeno y de la fresa de algodón.

Propiedad Aleación (co,cr,mo) Fresa de

algodón

Densidad (Kg/ m3) 7200 80

Conductividad térmica (J /m s K) 34.25 0.06

Capacidad calorífica (J / kg K) 450 1300

Módulo de Young (GPa) 210 3.748

Resistencia a la fluencia (GPa) 330 0.02

Temperatura de fusión (K) 1950.15 -

Energía libre de superficie (J/m2) 4.09 6.526 X 10-3

El éxito de la técnica de triboadhesión se basa principalmente en los siguientes parámetros:

diámetro de la fresa de algodón, velocidad de rotación, suministro de material de aporte,

fuerza ejercida con la fresa sobre el sustrato y el tiempo de contacto sobre una misma área. [5]

3.3 INSTRUMENTACIÓN Y EQUIPO PARA LA DEPOSICIÓN

El sistema y la instrumentación para la deposición al emplear la tecnología de triboadhesión se

muestra en la figura 3.2; se utilizó como fuente de potencia para la fresa un moto-tool de

precisión neumática. Éste se instrumentó con un puente de Wheatstone; con el propósito de

controlar la magnitud de la fuerza que aplica la fresa sobre la superficie del sustrato a recubrir,

y mantenerla entre 0.3 y 0.5 N.

La señal de salida del puente en Vµ , se amplifica a mV con un acondicionador-alimentador

DMD-465, como se muestra en la figura 3.2 b. Posteriormente la señal ingresa a un

acondicionador de señal 687A02 y después a una tarjeta de adquisición de señales National

Instruments, como se muestra en la figura 3.2 c, de donde se envía a un ordenador portátil para

su análisis y almacenamiento.

(a)

(b)

(c)

Figura 3.2 Equipo e instrumentación para la deposición

La velocidad de rotación del sustrato la proporciona un torno paralelo universal, para lo cual el

chuck se hizo girar a 1080 rpm en sentido contrario a la velocidad rotación de 64000 rpm de la

fresa de algodón. Los componentes que se utilizaron durante la deposición y la

instrumentación, se describen en la tabla 3.2.

Tabla 3.2 Descripción del equipo de instrumentación para la deposición

Piezas Descripción Especificaciones

1 Moto-tool de precisión Marca TTC, modelo TGA11a

1 Torno paralelo universal Marca TTC, modelo BD-920N

1 Amplificador Marca OMEGA, modelo DMD-465

1 Unidad de soporte y posicionamiento para

el moto-tool

-

En la figura 3.3 se muestra la unidad de alimentación de material de aporte, este sistema utiliza

como principio de funcionamiento la gravedad, la diferencia de presión, la fuerza mecánica

generada por vibración y un fluido de trabajo, que en este caso es aire comprimido.

En los trabajos [3, 6 y 7], se observó que con tamaños de partículas de 1-15 micras, la

formación del recubrimiento se favorece; William F. Smith [8], menciona que el tamaño

atómico tiene efecto en el fenómeno de difusión en aleaciones metálicas, a causa de eso se

seleccionó un tamaño de partícula de 2 a 10 micras.

La inyección DLC se realizó con la unidad alimentadora de polvos, es un sistema que utiliza

como principió de funcionamiento la gravedad, diferencia de presión, la fuerza mecánica

generada por vibración y un fluido de trabajo, que en este caso es aire comprimido, se muestra

en la figura 3.3 el flujo de polvo de diamante de 1 gr/min. Además, se instaló un sistema

recuperador de polvo para reciclar el material de aporte que no se adhiere a la pieza de trabajo

se muestra en la figura 3.4 [4].

Figura 3.3 Esquema del sistema dosificador de partículas

Dosificador de partículas

Control neumático para el flujo de DLC

3.4 BANCO DE PRUEBAS

El banco de pruebas para llevar a cabo las mediciones de vibrac

3.5, y consta de los siguientes componentes:

-Motor eléctrico Simmens de 746 W, 220 V a 60 Hz. 5 Hp

-Motor de combustión interna Chrysler 2.4 Litros, 4 cilindros en línea, para stratus 2002

-Variador de frecuencia Yaskawa

-Poleas y banda.

(a)

(1)

(1)

(2)

(b)

Figura 3.4 Sistema recuperador de polvo

BANCO DE PRUEBAS

El banco de pruebas para llevar a cabo las mediciones de vibración, se muestra en la figura

, y consta de los siguientes componentes:

Motor eléctrico Simmens de 746 W, 220 V a 60 Hz. 5 Hp

Motor de combustión interna Chrysler 2.4 Litros, 4 cilindros en línea, para stratus 2002

Variador de frecuencia Yaskawa, modelo 606PC3

(b)

(1)

(3)

ión, se muestra en la figura

Motor de combustión interna Chrysler 2.4 Litros, 4 cilindros en línea, para stratus 2002

(b)

(c)

(d)

Figura 3.5 Banco de pruebas

Estructura principal (1). La estructura principal se muestra en la figura 3.5a y 3.5b, ésta se

fija al piso y con la finalidad de minimizar las vibraciones, se colocó entre el piso y la

estructura hule como material amortiguador. Con un propósito similar, se utilizan bolsas

rellenas con arena para evitar que la vibración del motor pase a la estructura principal.

Estructura para el motor experimental (2). Ésta se puede ver en la figura 3.5c, y es donde

se colocan postes que ayudan a la sujeción del motor en los puntos en que se sujeta

originalmente en el chasis del automóvil.

Sistema de impulso dinámico (3). En la figura 3.5d se muestra un motor eléctrico Simmens

de 746 W, 220 V a 60 Hz. 5 Hp, un sistema de poleas y un variador de frecuencia Yaskawa,

modelo 606 PC3.

3.5 MONTAJE E INSTALACIÓN DEL BANCO EXPERIMENTAL

El banco experimental consta de un motor de combustión interna del cual solo se ocupó el

cárter, bloque y cabeza del motor. La velocidad de rotación para el rotor se proporciona con un

motor eléctrico de 746 W y ésta se controla de 0 a 3450 rpm con un variador de frecuencia. El

acoplamiento entre el motor mecánico y el motor eléctrico se lleva a cabo con un sistema de

poleas y una banda. El sistema se observa en la figura 3.6.

3.6 INSTRUMENTACIÓN, EQUIPO Y PRUEBAS DE

LABORATORIO

La detección de señales de vibración se realizó con un acelerómetro modelo 601A01,

sensibilidad de 100 mV/g (10.2 mV/ (m/s2)) [1], el cual se colocó en posición horizontal sobre

el bloque del motor como se muestra en la figura 3.6a. La señal ingresa a un acondicionador

de señal 687A02 como se muestra en la figura 3.6b y después a una tarjeta para adquisición

de señales National Instruments DAQPad-6020E (figura 3.6c) comunicación por vía USB, a

100 Kb/s. Por último, pasa a un ordenador portátil, donde se almacena, procesa y se muestra

un despliegue gráfico en pantalla, esto se muestra en la figura 3.6d.

(a)

(b)

(a)

(b)

(c) (d)

Figura 3.6 Instrumentación para el banco experimental

La tarjeta se configuró para tomar 1000 datos por canal a una velocidad de 3000 muestras por

segundo, de tal manera que se tiene una resolución espectral de 1 Hz y una frecuencia de

Nyquist de 300 Hz. Al procesar la señal, primero se llevó a cabo un filtrado digital pasa alta.

Una vez que se establece lo anterior, se procede a analizar la señal de vibración, el equipo se

describe en la tabla 3.3.

Tabla 3.3 Descripción del equipo de instrumentación

Piezas Descripción Especificaciones

(1) 1 Acelerómetro Modelo 601A01, sensibilidad de 100

mV/g (10.2 mV/(m/s2))

(2) 1 Tarjeta para adquisición de

señales

National Instruments DAQPad-6020E,

comunicación por vía USB, 100 Kb/s

(5) 1

Ordenador portátil Toshiba

Satellite

(c)

(d)

El propósito de censar la vibración del sistema es evaluar el comportamiento dinámico de éste,

de tal modo que se conozca el efecto en amplitud y frecuencia en la vibración del sistema, al

recubrir con polvo de diamante la superficie del anillo y Bisulfuro de molibdeno, en la zona de

interfase metal-lubricante con la tecnología de triboadhesión. Durante las pruebas de

laboratorio se realizaron tres pruebas, éstas se describen en la Tabla 3.4.

Tabla 3.4 Nombre de la prueba y descripción

Nombre Descripción

ACO Medición de la vibración de referencia con los anillos

originales del pistón.

ARED Medición de la vibración con los anillos del pistón

recubiertos con DLC.

AREBM Medición de la vibración con los anillos del pistón

recubiertos con Bisulfuro de Molibdeno.

3.7 REFERENCIAS

[1 ]Ramírez E. "Estudio del Desgaste en la Superficie de Contacto Interno de Chumaceras



[2] Bull S.J. and Matthews A. “Diamond for Wear and Corrosion Applications, Diamond and

Related Materials”, 1 (1992) 1049-1064.

[3] Robles J. M., “Diseño y Construcción de un Dispositivo para el recubrimiento de

superficies curvas por fricción seca”, Tesis de Maestría; Cuernavaca Morelos, México;

Cenidet, octubre 2000

[4] Navarro J. "Diseño de un disposición en piezas mecánicas pequeñas por triboadhesión”,

(Maestría en Ciencias en Ingeniería Mecánica, Cuernavaca Morelos, Centro Nacional de

Investigación y Desarrollo Tecnológico, 2004).

[5] Colín J. 2004. Un Modelo Experimental en el Proceso de Recubrimiento de Superficies por

Medio de fricción Seca. Tesis de doctorado. Centro Nacional de Investigación y Desarrollo

Tecnológico. Cuernavaca, Morelos.

[6] Aguilar J., “Diseño y Construcción de un Dispositivo Utilizado para Recubrir Superficies

Metálicas con Óxidos Metálicos por Medio de Fricción Seca”, Tesis de Maestría; Cuernavaca

Morelos, México; Cenidet, agosto 1999.

[7] Ramírez B., “Evaluación de Resistencia al Desgaste de Superficies Planas con

Recubrimiento a Base de Fricción Seca”, Tesis de Maestría; Cuernavaca Morelos, México;

Cenidet, 2001.

[8] Smith W. F., “Fundamentos de la Ciencia e Ingeniería de Materiales”, Mc Graw Hill,

1993, España.

CAPÍTULO IV

RESULTADOS

4.1 INTRODUCCIÓN

La aplicación de películas delgadas por triboadhesión en el anillo de pistones de motores de

combustión interna, modifica las características de la señal de vibración. La relación entre la

señal de vibración y el estado físico del anillo del pistón forman parte de este estudio. En este

capítulo se describen los resultados analíticos del comportamiento de la película lubricante

para diferentes características superficiales, y el efecto de esta modificación en la respuesta

dinámica.

4.2 RESULTADOS

En la figura 4.1 se describe el procedimiento para resolver la ecuación de Reynolds para

lpresión hidrodinámica por el método LGS-ADI.

FIGURA 4.1 Diagrama de flujo del algoritmo.

Inicio Datos: carga, viscosidad, Geometria del anillo del pistón claro radial, velocidad.

Cálculo de excentricidad ε.

Cálculo de espesor de película lubricante h .

Cálculo de coeficientes internos y de frontera.

Solución de la ecuación de Reynolds para presión hidrodinámica por LGS-ADI.

El tiempo t+dt es igual a un tiempo del motor

de cuatro tiempos. t+dt = 1

Integración de las presiones es igual a la

carga aplicada WFr = .

Cálculo de excentricidad para el tiempo t+dt.

Fin.

Si.

No.

Si.

No.

4.3 MODELACIÓN NUMÉRICA

En esta sección se muestran los resultados obtenidos del modelado numérico de la ecuación de

Reynolds (2.13) para condiciones de deslizamiento en la interfase sólido-líquido.Se incluyen

las condiciones mostradas en las tablas 2.3 y 2.4 de las condiciones desarrolladas en el

capítulo II. Las características geométricas de la cara del anillo se muestran en la figura 4.2 la

misma se consideró para las soluciones numéricas de anillo comercial y con DLC.

Figura 4.2 Geometría del anillo del pistón

En las figuras 4.3 y 4.4 se muestra la distribución de presión en el claro radial entre el anillo

del pistón y la camisa del cilindro, para el tiempo de admisión, en cual el pistón corre del PMS

al PMI. En el eje de las ordenadas se muestra la longitud del anillo y en las abscisas la presión

de la película lubricante. A la entrada del anillo como se muestra en la figura 4.3 la presión de

entrada es de 100 kpa, a partir de este punto, la presión crece con una pendiente de 60 grados

hasta alcanzar el punto B, que se encuentra al 10 % de la longitud del anillo. Del punto B al

punto C, la pendiente decrece a causa del incremento de área del canal formado por el anillo y

la camisa del motor, con el consecuente decremento de presión; posteriormente, la presión se

incrementa con una pendiente de 90 grados, alcanzando el punto D, al 30 % de la longitud del

anillo, donde se encuentra la garganta del canal, y donde naturalmente se encuentra la máxima

presión. A partir de este punto, la presión decrece al 45 % de la longitud en el punto E, donde

se presenta nuevamente un pico de incremento de presión, punto F; del punto F al final de la

longitud del anillo la presión decrece monotónicamente. El resumen del comportamiento se

puede observar en la tabla 4.1 en la grafica de la figura 4.5 se observa una diferencia de

presión notoria a simple vista entre el anillo recubierto y sin recubrimiento, se observa que la

presión disminuye de un 14 a un 15% para el anillo recubierto.

Tabla 4.1 Resumen de las presiones obtenidas durante la admisión.

Puntos Ubicación Presión Comentarios

ACO ARE

A O % 100 KPa 100 KPa Presión de entrada (cámara de combustión)

B 10 % 835 KPa 727 KPa Forma geométrica del anillo

C 20 % 1.27 MPa 1.11 MPa Forma geométrica del anillo

D 30 % 4.09 MPa 3.51 MPa Forma geométrica del anillo

E 45 % 3.20 MPa 2.91 MPa Forma geométrica del anillo

F 60 % 3.50 MPa 3.12 MPa Forma geométrica del anillo

G 100 % 100 KPa 100 KPa Presión de salida (Carter)

Figura 4.3 Curva de presión en la compresión sin DLC. Figura 4.4 Curva de presión en la compresión con DLC.

Figura 4.5 Comparación de curvas de presión en la compresión con y sin DLC.

En la figura 4.6 y 4.7 se muestra la distribución de presión en el claro radial entre el anillo del

pistón y la camisa del cilindro, para el tiempo de compresión, en cual el pistón corre del PMI

al PMS. En el eje de las ordenadas se muestra la longitud del anillo y en las abscisas la presión

de la película lubricante. A la entrada del anillo como se muestra en la figura 4.6 la presion de

entrada es de 4.35 MPa, a partir de este punto, la presión decrece con una pendiente de 30º,



la camisa del motor, con el consecuente decremento de presión. Posteriormente, la presión

decrece con una pendiente , alcanzando el punto D, al 30 % de la longitud del anillo, donde se

encuentra la garganta del canal, y donde se encuentra la máxima presión. A partir de este

punto, la presión decrece ligeramente al 45 % de la longitud en el punto E, donde se presenta

nuevamente un pico de incremento de presión en el punto F. Del punto F al final de la longitud

del anillo la presión decrece monotónicamente, el resumen del comportamiento se puede

observar en la tabla 4.2 en la figura 4.8 se muestra una diferencia de presión notoria a simple

vista entre el anillo recubierto y sin recubrimiento, en donde la presión disminuye de un 14 a

un 15% paral anillo recubierto.

Tabla 4.2 Resumen de las presiones obtenidas durante la compresión


ACO ARE

A O % 4.35 MPa 4.35 MPa Presión de entrada (cámara de combustión)

B 10 % 4.21 MPa 4.07 MPa Forma geométrica del anillo






Figura 4.6 Curva de presión en la compresión sin DLC. Figura 4.7 Curva de presion en la compresión con DLC.

Figura 4.8 Comparación de curvas de presión en la compresión con y sin DLC.

Cuando el pistón se acerca al PMS, entre los electrodos de la bujía salta una chispa eléctrica

que enciende la mezcla comprimida en la parte superior del cilindro. La combustión

resultante, en la que la temperatura de la mezcla puede llegar a los 2000°C y la fuerza hasta 2

toneladas, empuja al pistón hacia abajo. En la figura 4.9 y 4.10 se muestra la distribución de

presión en el claro radial entre el anillo del pistón y la camisa del cilindro, En el eje de las

ordenadas se muestra la longitud del anillo y en las abscisas la presión de la película

lubricante. A la entrada del anillo como se muestra en la figura 4.8 que la presión de entrada es

de 17 MPa, a partir de este punto, la presión decrece con una pendiente negativa de

aproximadamente 60º hasta alcanzar el punto B, que se encuentra al 10 % de la longitud del

anillo. Del punto B al punto C, la pendiente decrece a causa del incremento de área del canal

formado por el anillo y la camisa del motor, con el consecuente decremento de presión.

Posteriormente, la presión decrece hasta alcanzar el punto D, al 30 % de la longitud del anillo,

donde se encuentra la garganta del canal, y donde naturalmente se encuentra la máxima

presión, a partir de este punto, la presión decrece ligeramente al 45 % de la longitud en el

punto E, donde se presenta nuevamente un pico de incremento de presión hasta el punto F. Del

punto F al final de la longitud del anillo la presión decrece monotónicamente, el resumen del

comportamiento se puede observar en la tabla 4.3 en la figura 4.11 se muestra una diferencia

de presión notoria a simple vista entre el anillo recubierto y sin recubrimiento, en donde la


Tabla 4.3 Resumen de las presiones obtenidas durante la explosión


ACO ARE

A O % 17 MPa 17 MPa Presión de entrada (cámara de combustión)

B 10 % 14.8 MPa 14.10 MPa Forma geométrica del anillo

C 20 % 11 MPa 9.81 MPa Forma geométrica del anillo





Figura 4.9 Curva de presión en la explosión sin DLC. Figura 4.10 Curva de presión en la explosión con DLC.

Figura 4.11 Comparación de curvas de presión en la explosión con y sin DLC.

En la figura 4.12 y 4.13 se muestra la distribución de presión en el claro radial entre el anillo

del pistón y la camisa del cilindro, para el tiempo de expansión, en cual el pistón corre del

PMS al PMI; en el eje de las ordenadas se muestra la longitud del anillo y en las abscisas la

presión de la película lubricante a la entrada del anillo como se muestra en la figura 4.12 la

presion de entrada es de 4.35 MPa, a partir de este punto la presión decrece con una pendiente

de 30º, hasta alcanzar el punto B, que se encuentra al 10 % de la longitud del anillo. Del punto

B al punto C, la pendiente decrece a causa del incremento de área del canal formado por el

anillo y la camisa del motor, con el consecuente decremento de presión. Posteriormente, la

presión decrece con una pendiente , alcanzando el punto D, al 30 % de la longitud del anillo,

donde se encuentra la garganta del canal, y donde se encuentra la máxima presión, a partir de

este punto, la presión decrece ligeramente al 45 % de la longitud en el punto E, donde se

presenta nuevamente un pico de incremento de presión en el punto F. Del punto F al final de la

longitud del anillo la presión decrece monotónicamente, el resumen del comportamiento se

puede observar en la tabla 4.4 en la figura 4.14 se muestra una diferencia de presión notoria a

simple vista entre el anillo recubierto y sin recubrimiento, en donde la presión disminuye de

un 14 a un 15% paral anillo recubierto.

Tabla 4.4 Resumen de las presiones obtenidas durante la expansión


ACO ARE

A O % 4.35 MPa 4.35 MPa Presión de entrada (cámara de combustión)

B 10 % 4.21 MPa 4.07 MPa Forma geometrica del anillo






Figura 4.12 Curva de presión en la expansión sin DLC. Figura 4.13 Curva de presión en la expansión con DLC.

Figura 4.14 Comparación de curvas de presión en la expansión con y sin DLC.

En la figura 4.15 y 4.16 se muestra la distribución de presión en el claro radial entre el anillo

del pistón y la camisa del cilindro, para el tiempo de expulsión, en cual el pistón corre del PMI

al PMS; en el eje de las ordenadas se muestra la longitud del anillo y en las abscisas la presión

de la película lubricante, a la entrada del anillo como se muestra en la figura 4.15 la presión de

entrada es de 100 kpa, a partir de este punto, la presión crece con una pendiente de 60 grados



la camisa del motor, con el consecuente decremento de presión; posteriormente, la presión se

incrementa con una pendiente de 90 grados, alcanzando el punto D, al 30 % de la longitud del

anillo, donde se encuentra la garganta del canal, y donde naturalmente se encuentra la máxima

presión, a partir de este punto, la presión decrece al 45 % de la longitud en el punto E, donde

se presenta nuevamente un pico de incremento de presión, punto F; del punto F al final de la

longitud del anillo la presión decrece monotónicamente. El resumen del comportamiento se

puede observar en la tabla 4.5 en la grafica de la figura 4.17 se observa una diferencia de

presión notoria a simple vista entre el anillo recubierto y sin recubrimiento, se observa que la


Tabla 4.5 Resumen de las presiones obtenidas durante la expulsión


ACO ARE

A O % 100 KPa 100 KPa Presión de entrada (cámara de combustión)

B 10 % 835 KPa 727 KPa Forma geométrica del anillo






Figura 4.15 Curva de presión al escape sin DLC. Figura 4.16 Curva de presión al escape con DLC.

Figura 4.17 Comparación de curvas de presión al escape con y sin DLC.

4.4 EXPERIMENTACIÓN

La modificación de las características superficiales del anillo del pistón, modifican su

resistencia al desgaste y por ende las características de la señal de vibración; se hace uso de

esta herramienta para obtener un diagnostico del estado del anillo.

4.5 RESULTADOS DE LAS PRUEBAS DE VIBRACIÓN El uso de las señales de vibraciones está orientado a obtener la información referente a la

interacción entre los anillos del pistón y la camisa del cilindro, a conocer la amplitud de

frecuencia, la vibración generada durante la operación normal y de igual forma encontrar la

frecuencia de operación con el anillo recubierto. Este trabajo discute los mecanismos de la

fuente de las posibles causas tales como fricción y flujo del lubricante. Se considera la

influencia de varios factores tales como carga y lubricación del motor. Una transformada de

Fourier es una operación matemática que transforma una señal de dominio de tiempo a

dominio de frecuencia, la cual se utiliza para el análisis en este trabajo.

4.6 CONDICIONES DE PRUEBA En general las mediciones de vibraciones globales se realizan en forma de velocidad a causa

de que la experiencia ha demostrado que las mediciones de velocidad son la mejor indicación

para evaluar la severidad de las vibraciones en el rango normal de frecuencias de giro de las

máquinas rotativas usuales (entre 10 y 1000 Hz). El valor global de vibraciones obtenido,

comparado con los valores recomendados por el fabricante de la máquina, da una idea de la

condición mecánica de la misma. En ausencia de valores recomendados por el fabricante,

existen tablas y normas que pueden utilizarse para este efecto.

FRECUENCIA DE MUESTREO

Como se mencionó anteriormente, la banda de frecuencias activa para las señales de vibración

mecánica en motores, se establece entre 10 – 1000 Hz.

Con el objetivo de obtener muestras de la señal analógica obtenida por el acelerómetro

piezoeléctrico, presentado en el Capítulo III, es necesario tomar la siguiente consideración:

• En teoría, la frecuencia de muestreo f s debe ser mayor o igual a 2 veces la señal real.

• En la práctica, es necesario que se tomen por lo menos 10 muestras por periodo de la

señal real. Lo que significa que N f s ≥ 10 fN.

En este proyecto, la frecuencia de la señal real que nos interesa para la detección de fallas, es

de 1000 Hz por lo que la frecuencia de muestreo debe ser f s = 10x1000 = 10,000 Hz..

Los anillos del pistón que están bajo prueba se someten a las mismas condiciones de operación

los cuales se muestran en la tabla 4.6, el esquema de instalación del equipo de pruebas se

muestra en la figura 4.18.

Tabla 4.6 Condiciones de prueba del motor durante la experimentación

Condiciones de prueba

Comentario

Motor de combustión interna Velocidad de giro aplicada por un motor eléctrico a 1200

RPM (20 Hz), lubricado, montado en un banco

experimental construido en el interior del laboratorio de

Diseño Mecánico en Cenidet, un pistón instalado en cada

prueba con el anillo comercial y recubiertos.

Figura 4.18 Diagrama de instalación del equipo de pruebas

Muchos de los fenómenos físicos pueden describirse mediante una señal en el dominio del

tiempo. Cuando se gráfica esta señal, se obtiene una función tiempo-amplitud; sin embargo, la

información que se obtiene no es la más apropiada, puesto que la información que caracteriza

a la señal puede observarse en el dominio de la frecuencia, es decir, mediante un espectro de

frecuencias que muestre las frecuencias existentes en la señal. Por lo tanto, para una mejor

representación de la señal se hace necesario disponer de su representación en el dominio del

tiempo y de la frecuencia.

4.7 PRUEBAS DE LABORATORIO

En la figura 4.19, 4.20 y 4.21 se muestran las señales en el dominio del tiempo para un anillo

comercial (ACO), recubierto con DLC (ARED) y recubierto con bisulfuro se molibdeno

(AREBM), respectivamente, la amplitud de la señal es proporcional a la cantidad de

desequilibrio, cuando más de un componente de la vibración está presente, el análisis en el

dominio de tiempo llega a ser más difícil; el resultado de esta combinación es una exhibición

del dominio del tiempo en la que los componentes individuales son difíciles de derivar.

Figura 4.19. Espectro del anillo en función del tiempo para ACO

Figura 4.20. Espectros del anillo en función del tiempo para ARED

Figura 4.21. Espectros del anillo en función del tiempo para AREBM.

El dominio de tiempo es también útil para analizar relaciones de la fase de la vibración, los

componentes individuales de una señal compleja son difíciles de determinar. Un método para

analizar estos componentes es el dominio de frecuencia, para encontrar el contenido de

frecuencia de cada una de estas señales se hace uso de la transformada de Fourier, esta

transformada parte de una representación en el dominio del tiempo y obtiene la representación

en frecuencias de la misma.

En la figura 4.22, 4.23 y 4.24, se muestran los espectros en función de la frecuencia ACO,

ARED y AREBM, respectivamente, se muestra que tienen picos semejantes a las mismas

frecuencias de diferente amplitud. En las frecuencias se pueden observan varios picos que

muestran defectos relacionados con la interacción de los elementos del motor; cada pico está

relacionado con la vibración de un elemento particular. Se observa que los picos con mayor

amplitud están en 1200 Hz y 2400 Hz, estas son frecuencias bajas y corresponden a los

problemas de desalineamiento de acoplamientos, cojinetes y engranes, desbalance de

componentes rotatorios y solturas mecánicas. La frecuencia relacionada con la fricción que

existe entre dos elementos se muestra en frecuencias altas, por lo que el enfoque del análisis se

basara en el comportamiento en las frecuencias del rango de 7000 a 10000 Hz.

Figura 4.22 Espectro del anillo en función de la frecuencia para ACO

Figura 4.23 Espectro del anillo en función de la frecuencia para ARED

Figura 4.24 Espectro del anillo en función de la frecuencia para AREBM.

Para realizar una comparación entre los espectros de los anillos es necesario tener una

referencia y para tal propósito se emplean los espectros de señales de vibración que

corresponden a los anillos comerciales. Con estas señales se realizará una comparación para

encontrar las semejanzas o diferencias con las señales ARED y AREBM..

En este trabajo interesa analizar la frecuencia producto de la fricción. En la figura 4.25 se

muestra el espectro de comparación de señal de vibración de los anillos del pistón donde se

aprecia una zona de frecuencias para la señal de vibración que se genera por fricción, el rango

de la vibración por fricción se encuentra entre 7000 a 10000 Hz, en la figura 4 .26 se muestra

una ampliación en el rango de 7000 a 10000 Hz, en donde observamos que los picos con

mayor amplitud se generan por el anillo comercial con un valor promedio en la amplitud de

frecuencia de 0.0016 g’s, para el anillo recubierto con bisulfuro de molibdeno 0.0013 g’s y

para el anillo recubierto con DLC 0.0010 g’s

El concepto de este análisis es mostrar que las amplitudes de los picos de frecuencias

disminuyen, no existe una teoría básica que nos ayude a identificar cada punto, las vibraciones

en maquinas rotatorias de gran tamaño son muy inestables, difícil obtener las mismas

frecuencias para 2 maquinas que sean semejantes y tengan las mismas condiciones de

operación, en este trabajo se seleccionaron los picos de mayor amplitud, la teoría de

mantenimiento de maquinas indica que en esos picos puede existir contacto entre 2

superficies, y si se ven disminuidas las amplitudes de estos picos nos indica que disminuye la

fricción.

Figura 4.25 Espectro del anillo del pistón en función de la frecuencia identificando los puntos importantes.

Figura 4.26 Ampliación del espectro del anillo del pistón en el intervalo 7000-10000 Hz

En la figura 4.27, se muestra que las amplitudes de las frecuencias de la vibración de ARED

no superan a los picos presentados por AREBM, y estos a su vez no superan a las amplitudes

mostradas por ACO.

Figura 4.27 Ampliación del espectro del anillo del pistón en el intervalo 7000-10000 Hz

4.8 TRANSFORMADA WAVELET

De acuerdo con Tolosa [1] y Ramírez [2], el análisis de señales de vibración en el dominio de

la frecuencia es una herramienta útil y eficaz para interpretar el comportamiento de un sistema

dinámico. Sin embargo, el análisis en el dominio de la frecuencia sólo proporciona un

panorama global del fenómeno transitorio. Se propuso realizar un análisis en el dominio

tiempo-frecuencia a través de transformada Wavelet Morlet con la finalidad de evaluar el

efecto de las fuerzas de fricción y el desgaste en un sistema anillo del pistón-camisa del

cilindro. El análisis con la transformada Wavelet Morlet tiene la ventaja de representar las

señales de vibración en el dominio tiempo-frecuencia.

Con base en el trabajo que desarrolló Tolosa [1], donde se seleccionó la función Wavelet

Morlet para el análisis de la señal de vibración. Puesto que la wavelet Morlet permite detectar

el efecto de los contactos, ya que éstos generan señales de vibración del tipo impulso. Este

análisis se llevó a cabo con el propósito de evaluar el resultado de recubrir con DLC y

bisulfuro de molibdeno la superficie del anillo del pistón a través de la tecnología de

triboadhesión y así identificar la modificación de las amplitudes de vibración al modificar el

coeficiente de fricción en la superficie.

Las señales de vibración para el caso de ACO, ARED y AREBM se graficaron, en las figura

4.28, 4.29 y 4.30 se observa en éstas una línea vertical que delimita la zona de estudio. La

zona corresponde al intervalo de 7000 a 10000 Hz, es notoria la ventaja de realizar el análisis

con la transformada Wavelet Morlet respecto a la transformada de Fourier, ya que se ven los

picos a las frecuencias, y se muestran las armónicas para cada una de las frecuencias, en la

Wavelet Morlet de ACO se observan las armónicas continuas. En la wavelet de los casos

ARED y AREBM se observa como reducen las amplitudes, incluso algunas frecuencias bajas,

lo que indica que no sólo el recubrir el anillo ayuda a disminuir la vibración por fricción.

En la figuras 4.28 (b), 4.29 (b) y 4.30 (b) se muestra con una línea área de estudio se observa

de ésta los picos que representan frecuencias con amplitudes mayores, respecto de la Wavelet

Morlet de ACO hasta llegar a ARED, que es la que presenta menores amplitudes de

frecuencias, se observa como los picos van disminuyendo su intensidad.

(a) (b)

Figura 4.28 Transformada Wavelet Morlet de la señal ACO.

(a) (b)

Figura 4.29 Transformada Wavelet Morlet de la señal de AREBM

(a) (b)

Figura 4.30 Transformada Wavelet Morlet de la señal de ARED.

Una de las ventajas de la transformada wavelet es que se muestran las alteraciones y el

momento en el que suceden y terminan, se muestran algunos puntos cíclicos que por la

frecuencia en que se presentan indican el movimiento del pistón, al hacer su recorrido en el

interior del cilindro.

4.9 DISCUSIÓN DE RESULTADOS

De acuerdo a la norma ISO 3945-1985[3] se muestra que valores de vibración del motor de

prueba son aceptables, que todos los valores están dentro del rango de aceptable, esto se debe

a que el motor se encuentra en buenas condiciones y los picos encontrados se deben a las

condiciones de operación del sistema, la vibración por desbalance se presenta a causa de que

el cigüeñal trabajó con un solo pistón, los problemas de desbalance no fueron altos debido a

que no se presento la combustión en la cámara, al motor se le dio movimiento con un motor

eléctrico, los problemas de vibración causados por la sujeción del motor se presentaron

debido a que el motor no fue sujeto en el chasis del automóvil, existen problemas de

lubricación por no estar sometidas al baño del carter , las amplitudes de la vibración a causa de

la fricción entre el par anillo-camisa del pistón disminuye, como se muestra en la tabla 4.7.

Tabla 4.7 Comparación de resultados de presión y frecuencia. Resultados

ACO ARED AREBM

Presión

4.11 MPa

3.51 MPa.

x

Frecuencia 0.0016 g’s

0.0010 g’s

0.0013 g’s

El valor de la amplitud de frecuencia de ACO disminuye un 18.75% respecto de AREBM y

un 37.5 % para ARED. El valor de la presión de ACO disminuye de un 14 a un 15% para

ARED.

Tabla 4.8 Comparación de resultados analíticos y prácticos Resultados analíticos

Vibración

Resultados experimentales

Presión

ARED AREBM

14% 37.5 % 18.75 %

Los resultados mostrados en la tabla 4.8 nos muestra las mejoras que tiene el uso de

recubrimientos ya que disminuyen notablemente la presión de cuña generada entre el pistón y

el anillo, y al modificar las propiedades superficiales del anillo se redujeron los esfuerzos esto

modifica la señal de vibración.

Al realizar un análisis con diferentes coeficientes de fricción, se observa que al disminuir el

coeficiente de fricción relacionado con cambios en las propiedades superficiales por

deposición de diamante sintético, se reduce la distribución de presiones en función del

coeficiente de fricción como se muestra en la figura 4.31 esto se debe a que se reducen los

esfuerzos cortantes del fluido en la superficie al modificarse las propiedades superficiales del

anillo del pistón por deposición de DLC, en la tabla 4.9 se muestran diferentes coeficientes de

fricción.

Tabla 4.9 Variacion de coeficiente de fricción.

Coeficiente de fricción

1 0.142(Aleación Co,Cr.Mo)

2 0.1304

3 0.1188

4 0.1072

5 0.0956

6 0.084

7 0.0724

8 0.060

9 0.049

10 0.0376

11 0.026(DLC)

Figura 4.31 Comparación de curvas de presión para diferente coeficiente de fricción.

Figura 4.32 Espesor de película lubricante.

En la figura 4.32 se observa que se genera una recuperación del espesor de película lubricante

conforme disminuye el coeficiente de fricción a causa de la condición de deslizamiento. Se

puede observar que con la implementación de la condición de frontera de deslizamiento

disminuye el espesor de película lubricante, esto se atribuye al decremento de los esfuerzos

cortantes en la interfase entre la superficie del anillo del pistón y la película lubricante.

En la figura 4.33 se muestra la comparación de la amplitud de frecuencia que se obtuvo al

realizar los estudios de vibración, se muestra una disminución en la amplitud del espectro para

las pruebas realizadas con ACO y a su vez presenta una disminución para AREBM, en este

caso el que presento menor amplitud en sus picos de frecuencia mas altos fue el ARED.

Figura 4.33 Comparación de amplitud de frecuencia del anillo del pistón.

Con base en los trabajos Ramírez E. [2] y Sosa W. E. [4], donde se muestra que el

recubrimiento con polvo de diamante a través de triboadhesión disminuye el coeficiente de

fricción y aumenta la rigidez de la superficie recubierta. En este trabajo se demuestra que el

cambio de rigidez superficial afecta la amplitud de la señal de vibración en el par anillo del

pistón–camisa del cilindro, tal y como lo demostró Vela [5] en el sistema rotor-chumacera

hidrodinámica que se utilizó en este proyecto de investigación, a su vez este cambio en

amplitud es función de la cantidad de recubrimiento presente.

4.10 COMPARACION DE RESULTADOS

En el 2005 Kligerman [6], publica resultados obtenidos con el método de LST, obteniendo una

reducción de la fricción de cerca de 30% para los anillos estrechos a la reducción de cerca de

55% en anillos anchos, que por medio de micro hoyuelos disminuye el área de contacto y a la

vez disminuye la fricción, la desventaja de este método es el costo del anillo, que se

incrementa hasta en un 300%. Las ventajas del DLC son su bajo costo y que el proceso de

triboadhesion es relativamente sencillo, el bisulfuro de molibdeno presento de igual forma

condiciones favorables para disminuir al cambiar las propiedades superficiales del anillo y

realizar la experimentación, arrojo datos positivos que hacen pensar en que la fricción es un

problema que tiene solución. Con el DLC se logro reducir la fricción en un 81.68 %, es claro

que este porcentaje es de mayor ventaja.

4.11 REFERENCIAS

[1] Tolosa D., “Caracterización Dinámica de Prótesis de Cadera Recubiertas Mediante el

Proceso de Triboadhesión”, Tesis para Obtener el Grado de Maestro en Ciencias en Ingeniería

Mecánica, CENIDET, Diciembre del 2005.




[3] ISO Standards Handbook - Vibration and Shock, Vol. 1, Second edition, 1995.

[4] Sosa W. E., “Diseño de un dispositivo para evaluar el desgaste en prótesis de cadera

recubiertas por triboadhesión”, Tesis para Obtener el Grado de Maestro en Ciencias en

Ingeniería Mecánica, CENIDET, Diciembre de 2004.

[5] Vela A. D. “Diseño de un sistema de lubricación y chumacera hidrodinámica para la

evaluación del efecto de la modificación de su superficie”, Tesis de Maestría, Cuernavaca

Morelos, México; CENIDET, 2006.

[6] Y.Kliegerman, I.Etsion, A. Shinkarenko.,2005, “Improving Tribological Performance of

Piston Rings by Partial Surface Texturing” ASME. Journal of Tribology. vol.127

CAPÍTULO V

CONCLUSIONES Y TRABAJOS FUTUROS

5.1 CONCLUSIONES.

Se evaluó el comportamiento de la película lubricante en el claro radial entre el anillo del

pistón y camisa del cilindro con condiciones de deslizamiento.

Los principales puntos que se pueden extraer de este estudio son:

Se realizó la solución numérica de la ecuación de Reynolds con condiciones de

frontera para la teoría de deslizamiento.

Se obtuvo la distribución de presiones en el espacio entre el anillo del pistón y camisa

del cilindro para cada uno de los tiempos del motor desde el momento que inicia la

carrera del pistón hasta que termina un ciclo, al obtener esta misma distribución de

presiones para el anillo recubierto observamos que disminuye la presión en el espacio

entre el anillo del pistón y camisa del cilindro, encontramos una reducción de las

presiones de un 14 a un 15%.

Se observó que existe una significativa reducción de los esfuerzos cortantes del fluido

sobre la superficie sólida del anillo del pistón al modificar el coeficiente de fricción por

deposición de diamante sintético. Esto implica que al modificar las propiedades

superficiales del material, este adopta las propiedades lubricantes y la dureza

superficial del carbono por lo que sufre menor desgaste y se incrementa el tiempo de

vida del anillo y a su vez de la camisa del cilindro.

Al comparar los resultados encontramos que los costos con la teoría de micro hoyuelos

es la diferencia entre uno y otro, las mejoras existen, en este trabajo se encontraron

menores presiones y una reducción en las amplitudes de la vibración.

Se detectó que el comportamiento de las vibraciones para el anillo recubierto y el no

recubierto son muy similares, las amplitudes más altas se observan en los espectros en

las mismas frecuencias, con el cambio en el valor de su amplitud para ambos casos.

Esta diferencia se atribuye al cambio de rigidez causado por la existencia de una

interfase de material más duro y con propiedades diferentes de la del anillo original.

Se observó un cambio en las amplitudes de vibración para el anillo del pistón con

respecto a las del anillo comercial, todo esto se realizó tomando en cuenta que en la

ausencia de valores recomendados por el fabricante, existen tablas y normas que

pueden utilizarse para este efecto.

Se obtuvo el espectro de la frecuencia de vibración para el motor con el anillo

comercial, se observan las frecuencias en las que encontramos desbalance,

desalineamiento, problemas en la sujeción del motor, problemas con la lubricación,

resonancias, excentricidad del pistón, vibraciones causadas por la interacción del anillo

del pistón con la camisa del cilindro, etc. Al obtener el espectro para el anillo

recubierto con DLC y bisulfuro de molibdeno encontramos los mismos problemas pero

una disminución en las frecuencias que se encuentran los picos relacionados con la

interacción del anillo del pistón con la camisa del cilindro los cambios en la amplitud

de frecuencia están el orden de 37 a un 38% con DLC y para bisulfuro de molibdeno

están de un 18 a un 19%.

En base a las observaciones realizadas, una de las principales aportaciones de este trabajo es la

caracterización de la película lubricante por medio de la ecuación de Reynolds en el espacio

entre los anillos del pistón y la camisa del cilindro. Además, se incluye la implementación de

la condición de frontera de deslizamiento, donde se observa que al cambiar las propiedades

superficiales por medio del recubrimiento de polvo de diamante sintético se disminuyen las

presiones en la interfase de las superficies, por tanto, existe disminución de generación de

partículas de desgaste y aumento de la vida útil del anillo, con la consecuencia lógica de un

aumento de la calidad de vida útil del motor.

5.2 TRABAJOS FUTUROS

Analizar el comportamiento de presiones y espesor de película lubricante para

diferentes materiales empleados en anillos del pistón y observar las diferencias en

materiales con deposición DLC y bisulfuro de molibdeno.

Analizar el comportamiento de lubricación al variar la viscosidad aceite en función de

la velocidad de deformación del fluido y observar su efecto en el análisis de

lubricación.

Con la finalidad de establecer una herramienta para el diagnóstico de fallas en anillos

recubiertos con DLC y bisulfuro de molibdeno, se recomienda realizar más pruebas de

vibración. También, emplear un acelerómetro que cubra una gama amplia de

frecuencias y observar donde se concentran las frecuencias y como relacionarlo con el

cambio de dureza en la interfase.

Realizar pruebas a motores con anillos del pistón, comerciales y recubiertos a

diferentes velocidades y con diferentes magnitudes de desbalance controlado, con la

finalidad de establecer un comportamiento patrón.

Variar la posición del pistón con la finalidad de establecer un historial del

comportamiento de la vibración y al desbalance.

Realizar el estudio con un motor que trabaje en condiciones normales de operación, tal

vez instalado en un auto, variando pero a la vez controlando sus velocidades, con una

lubricación adecuada.

Efecto Del Recubrimiento Por Triboadhesion Del Dlc y Bisulfuro de Molidbeno en El Desempeño y...

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