INGENIERIA DE VEHÍCULOS (M. Cascajosa).pdf

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Ingeniería de Vehículos Sistemas y Cálculos 2a. Edición

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Manuel Cascajosa

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AAHaomega

rg.nl.rh d¡ V¡hlculo¡.

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Sl¡temas y Cálculos

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anuel OscaJosa ;BN 84-95447-06-1, edlclón original publicada por ¡ Edltorlal Tábar Flores, S. L., Madrid, España

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lmera edlclón: Editorial Tébar Flores, España, mayo 2000 egunda edlción: Alfaomega Grupo Editor, México, enero 2005

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Presentación

) 2005 ALFAOMEGA GRUPO EDITO& S.A. de C.V. itágoras 1139, Col. Del Valle 03100, México, D,

F.

llembro de la Cámara Nacional de la Industria Editorial Mexicana egistro No. 2317

rternet: http: / /www-,alfaomega.com.mx mail : [email protected] sBN 970-15-0943-9 rerechos reservados. sta obra es propiedad intelectual de su autor y los derechos de ublicación en lengua española han sido legalmente transferidos I editor. Prohibida su reproducción parcial o total por cualquier redio sin permiso por escrito del propietario de los derechos del

:pyright. dlclón autorlzada para venta en México y todo el continente americano,

xrtpto Repúbllca Dominicana.

mpr..o ¡n Méxlco - Prlnted in Mexico E--.

Manuel Cascajosa Soriano tiene una vasta experiencia en la ingeniería de ve' hículos. Desdé 1964 hasta 1983 ocupó diversos puestos de responsabilidad téc' nica, incluyendo el diseño, en empresas del sector de la automoción en España tales como Land Rover Santana S.A., Chrysler España, S.A,, Automóviles Talbot, S.A. y Renault Vehículos Industriales, S.A, Desde 1983 es Profesor Titular de la Escuela Universitaria Politécnica de la Universidad de Sevilla en donde impafte docencia de Automóviles. En los últimos años ha realizado el esfuerzo de plasículos que ahora ve la luz. En mar este bagaje en el sistemas que componen los este libro, el autor y adentrándose en escriptivo vehículos de primeras etapas del que las en son útiles las técnicas tradicionales de análisis teniendo ello todo en uso, vehículos proyectos reformas de de diseño y en los ejemnumerosos los resaltar como referencia la normativa comunitaria. QuierO y que induson por selección que su aceftada incluye, plos de cálculo el autor gran que utilidad es de altexto acompaña dabiemente clarificadores. El software para los ingenieros que realizan proyectos de reformas en vehículos de carretera pues contempla los casos que mayoritariamente se presentan en esta activldad. Me parece asimismo aceftado, por SU creciente interés, la inclusión de los dos capÍtulos finales sobre seguridad y reciclado.

li real carretera,

Tomás Sánchez Lencero Catedrático de Máquinas y Motores Térmicos Escuela Superior Ingenieros Industriales de Sevilla

INGENIERfA

DE

VEHÍCULOS

Comentarlo a la mgunda edición Con esta ed zado el cálc vehículo de

capÍtulo III' bles en eje, bien por adherencia disponible o bien por adherencia límite a utilizar. También se trata el derrape, considerando: radio de curva, velocidad del vlento, peralte, trasera o doble), pesos por eje, tidor" se ha generallzado elcálculo del proyecto como en

pendiente aceleración basti

servicio.

Prólogo

En el programa de cálculo anexo se han corregido errores y se ha introducido lo

relativo al párrafo anterior. Como consecuencia de mi dedicación en estos últimos años a la enseñanza del automóvil (asignatura optativa) en la Escuela de Ingeniería Técnica Industrial de Sevilla y no encontrar un libro que se adaptara al desarrollo del programa, crel conveniente escribir uno que pudiera emplearse, no sólo como texto, sino también como ayuda a los profesionales vinculados al sector de la automoción. Creemos que la extensión y profundidad con que se trata cada tema puede proporcionar la formación necesaria para enfrentarse a un buen número de situaciones prácticas. Unos capítulos contemplan el vehículo como unidad y otros, el de sus conjuntos principales. Por Ia finalidad que se pretende, los dedicados a Transmisión, Bastidor, Dirección, Suspensión y Frenos, con una tendencia clara hacia el vehículo

industrial. El último capftulo es un trabajo de mi buen amigo Carlos Mata ix Kubusch, sobre el reciclado en el automóvil, hoy muy a tener en cuenta en el diseño del mismo. Su inclusión eleva el nivel técnico de este libro.

En los cálculos se han establecido procesos a seguir, lo cual ha facilitado el desarrollo del programa de cálculo adjunto, que será una buena ayuda para la resolución no sólo de los ejercicios similares a los del libro, sino de otros, que con la páctica del mismo, el usuario se puede plantear.

Se hace un preámbulo dedicado a unidades de medida, exponiendo cómo se establece un sistema de unidades, lo cual creemos que facilita su comprensión, Se pafticulariza para los sistemas Internacional (SI) y Técnico (ST). En los ejemplos se ha usado el Técnico, a sabiendas de que debería haber sido el Internaclonal, pero hoy se sigue empleando de forma habitual por los técnicos en ejerclclo, El paso de uno a otro no presenta dificultad. Quiero hacer un recuerdo-homenaje a uno de los técnicos más sobresalientes do la industria de Ia automoción española, quien me honró con una gran amlstrd y

INGENIERIA

DE

VEHICULOS

compañerlsmo, Paco Gutiérrez Nogales "El maestro", no sólo para sus compañeros de promoclón (1953) de la Escuela de Ingenieros Industriales de Madrid, sino también para todos aquellos que tuvimos la suefte de trabajar junto a é1. No hay duda que si hubiese supervisado este libro, hubiera sido muy beneficioso para sus usuarios. Ello estaba previsto pero... En el apartado de agradecimiento por colaboración, a mis alumnos en general y

especialmente a Francisco Javier Bonilla Villalba y Pedro González Rodríguez por su colaboración en la elaboración del programa de cálculo; ellos han soportado heróicamente las modificaciones que han ido surgiendo hasta su estado final; a Daniel García-Fresca por la ejecución de los dibujos que lo ilustran, a mis antiguos compañeros Juan Gaya de Prado y Rafael Ruiz Suárez por su asesoramiento, a mis hijos Miguel y Antonio, al primeir.o por su ayuda a mi introducción a

la informática y al segundo, porque su colaboración ha sido fundamental en la confección (ordenación, dibujos, programa, etc.) previa a su impresión, demostrando desde el principio hasta el final, una paciencia y disposición más que filial, y por último a Charo, quien ha soportado todo el proceso de gestación con lo que ello conlleva y sobre todo por el número de horas que le he robado.

CONTENIDO Pró!ogo Introducción Capítulo

5

13

I:

ESTUDIO DE LA DINÁMICA DE UN VEHÍCULO Resistencias que se oponen al avance de un vehículo Cálculo aproximado de K y f ................. Resumen de las resistencias Curva de utilización Curva de potencia

Capítulo

t7 23 25

26 27

II:

PESOSY DIMENSIONES Pesos y dimensiones Pesos (masas) máximos(as) por eje permitidos(as) .................. Pesos (masas) máximos(as) de los vehículos autorizados(as) ........................

Dimensiones máximas autorizadas de los vehículos para poder circular incluida la carga Radio de giro ............. Pesos (masas) remolcables para vehículos ................. Consideraciones respecto a los pesos de los vehícu|os............... Clasiflcación de los vehículos Localización del centro de gravedad Factores que Influyen en el repafto del peso por Longitud de la caja de carga en Longitud de la caja de carga, cuando se instala una grúa, detrás de la cabina o de la caja. Con carga uniformemente Reparto de la carga, uniformemente distribuida en una caja de longitud

dada L', entre los ejes de un

31

32 32

34 34 35

36

................................... (c.d.S.) eje camiones

43 41

repa:"tida

59

camión

37

4l

62

INGENIERIA

Capltulo

DE

CONTENIDO

VEHICULOS

....'..""'

Valores de m en carreteras.... Fuerzas horizontales

Capítulo

75

GRUPO REDUCTOR Y DIFERENCIAT

85

Grupo reductor, cónico o Doble Cálculo de la relación del grupo y par transmitido

paralelo reducción.............'.

87 91 91

Rotatlvos TUrblnas

Cálculo de la potencia necesaria del motor Wm a instalar en un vehícu|o......

93

Embrague por cono Embrague de disco Slstemas de mando para los embragues de disco Embragues automáticos

EJES

108 109 110

189 189 190 190

Ejes

Eje delantero Eje trasero Cálculo de eje rígido, cojinetes

y manguetas ..............

Capítulo X: BASTIDOR

113

tt4 tt4

Bastidor

116

Clases de bastidores

t24

Cálculo de bastidores

201

201 202

202

Para integrales y autopottantes'.........' Para el bastidor de camión

L27

Capítulo VI:

203 204

Cálculo de largueros

CAJA DE CAMBIOS Caja de cambios Necesidad de la caja de cambios y grupo reductor...'... Definición de las relaciones de la caja de cambios. Diagrama de velocidades.. Tipos de cajas de cambios Cajas de cambios automáticas Tiansmisión por variador contlnuo variable Tomas de fuerza ......... Doble tracción .......,........ Slstema de rueda libre.........,,..

t87

93

EMBRAGUE

Tlpos de embragues más frecuentes.'...'.'........

180 182 183

.............

Capítulo IX:

Capftulo v:

Embrague

179

Diferencial Diferencial comPensador

GRUPO MOTOPROPU LSOR-TRANSMISION

Motor Motor de combustión interna

VIII:

73

Capltulo IV:

t43 t47 152 161

t62 163

t64

208

Algunas normas a seguir en el carrozado de los vehículos industriales y en sus reformas cálculo y definición de la sección máxima del larguero, considerando todas las cargas verticales (puntuales y distribuidas) que sopofta.. Estudio del bastidor de un vehículo para: 1o Cuando se aumenta la distancia entre ejes y/o la carga máxima de

139 140

t

un

vehículo

2o Instalar una grúa entre cabina

accesorios y estabilizadores,

2tt 222 240 245

y caja de carga, con peso G, incluidos

y situada según esquema """"""""

'

245

30 Instalar una grúa detrás de la caja de carga, con un peso G, incluidos 278 accesorios y éstabilizadores para PMA, un 4" Acoplar un eje supletorio (pasando de 4 x 2 a 6 x 2),

.............'

Grp¡tulo vu: Anso¡- DE TRANSMTsIóN Arbol de transmlslón Arbol de transmlslón longltudlnal. Cálculo

L74

Transmisión transversal

ADHERENCIA Adherencla Pendlentes máximas para arrancar y superar, debido a la adherencla Transferencia de pesos, en el arranque en una pendiente, en un vehfculo tractor con semirremolque ....'...... Derrape en curua (carretera sin pendiente) .'..".....'...'.

t70

Juntas articuladas ...........'

IIr:

y una caja de carga determinada L

165 165

.'.......'.......

50 Instalar una caja basculante para carga distribuida uniformemente y con vuelco hacia

atrás

317 328

INGENIERÍA

DE

CONTENIDO

VEHÍCULOS

frenos..'.. generales

Cálculo del sistema de Ecuaciones Planteamientos de cálculos

Capltulo XI: DIRECCIóN Dlrección Estudlo del mecanismo de la dirección Trazado de la dirección...........".... Conslderaclones al proyectar la cinemática de la dirección de un vehlculo con eje delantero rígido (camiones) '........'.' Proceso de cálculo de la geometría de la dirección de un camión Efecto de la deriva en la situación del centro de rotación Angulos y cotas de las ruedas directrices Mecanismo de la dirección ................' Autoviraje debido a la suspensión ".'.......'... Dlrecciones asistidas

345 346

350 36s 366 368

371 372

SUSPENSIóN

Centro de rotación de la ballesta Muelles helicoidales... Barras de torsión Resortes de goma Resortes de aire o de gas...... Suspensiones conjugadas Suspensiones neumáticas

Amortiguadores .............. Estabilizadores .................

Capítulo

373 374

375 377

447

: "

5L7 517 518

Neumático Desgastes prematuros.. Desgastes anormales

4t0

preventivo de las flotas

4t7 418

420 420

42t 427

521

522

Capítulo xv:

Seguridad en el automóvil ................ Seguridad activa .......... Seguridad pasiva ......... Inspección técnica de vehículos y tendencias en el mantenimiento

4t2 4t4 4t5

512

RUEDAS

388 391 39s 409 409

4tt 4tt 4tt

468 480 509

Capítulo XIV:

LA SEGURIDAD EN EL AUTOMóVIL

xrtt:

Frenos

tambor........ EjemPlos Freno de disco ........... Ejemplos

Freno de

379

FRENOS

Características de los dispositivos de frenado Pruebas de frenado y prestaciones'.....'...'....... Slstemas de frenos..... Frenos auxlllares Claslflcaclón de los slstemas de frenos

fundamentales"""""""""'

Ruedas Llanta

Capltulo XIt:

Suspensión Tlpos de suspensión Cálculo de la suspensión .............. Flexlbllidad variable Suspensión por ballestas-flexión Ballestas asimétricas Procedimiento en el proyecto y cálculo de una ballesta Ejemplos

ecuaciones

carga

348

349

y

óPtimos

Sistema de frenos Sistema de frenos convencional, con regulador de presión dependiente de la

424 431 438 44L

s23 s23 536 538

Capítulo XVI: EL RECICLADO DE LOS VEHÍCULOS

Introducción Directiva 2000/53/CE El tratamiento de los VFU'............ Situación anterior y esquema futuro..'....... Consideraciones de tipo económico El mantenimiento y la reparación de vehículos Consideraciones puntuales Valoración. energética Algunas cónclusiones

541

"

544 545 547

" " "

550 552 553 556 557

Introducción: Magnitudes y Unidades Es de interés la exposición que se hace sobre magnitudes importancia que tiene en el campo del automóvil'

y unidades, por

la

Magnitud: Todo aquello que se puede medir. Para ello es necesaria una unidad. Las diferentes magnitudes se relaCionan, como por ejemplo, la velocidad con la longitud y el tiempo, V = LlT,o la fuerza con la masa y la aceleración, F = M'a.

De todas las unidades, unas (en mecánica tres) se han elegido de forma racional, que llevadas a las expresiones que ligan a las magnitudes, Sirven para definir a las demás. A las primeras se les llama unidades básicas o fundamentales, ya las segundas, derivadas.

Sistema de unidades Un sistema de unidades se establece:

1o Eligiendo las magnitudes cuyas unidades serán las básicas o fundamentales.

2" Definiendo las unidades básicas. 3" Deduciendo las unidades derivadas, con las fórmulas que ligan a sus magnitudes.

base en las anteriores y, mediante i

40 Dando nombre propio a las unidades derivadas si es conveniente. En casi todos los sistemas, las magnitudes cuyas unidades serán las básicas, son

las mismas, como longitud, masa y tiempo en el Sistema Internacional, o longi-

tud, tiempo y fuerza, en el Sistema Técnico. Sin embargo, las unidades Son muchas, pues en su elección han contado criterios técnicos o tradicionales. Ejemplos son el metro en el sistema internacional, o la pulgada en el sistema inglés. Con el fin de racionalizar el uso de las unidades de medidas a nivel internacional, hubo acuerdo para utilizar como sistema único el sistema que hasta enton-

INGENIERÍA

DE

MAGNITUDES

VEHÍCULOS

ces se había llamado M.K.S., recibiendo el nombre de Sistema Internacional' España refrendó dicho acuerdo con la Ley 88/1967 de 8 de Noviembre.

Velocidad

Hoy, y por años todavía, en la definición técnica de un vehiculo o de sus compoá'eátes, se hace uso tanto del Sistema Técnico como del Internacional, por lo

Velocidad angular

tangencial

que conuiene recordar las unidades de las magnitudes más usuales en ambos sistemas.

Longitud de un arco S¡stema Internacional

Magnitud

(s.r.)

Sistema Técnico

(s.r.)

Longitud

m

m

Masa

kg

u.t.m. = kg/(m/sz) s

Fuerza

kg

Trabajo

kgm

1 pulgada

Energía

Julio (J) Julio (J)

kgm

1 pie (feet)

Potencia

vatio (w) = J/s

kgm/s (1 CV = 75 kgm/s)

Nxm

kgxm

1 milla

kglmz

1 milla

=

N/m2

-0,. r

náutica

r

= 2,54 cm = 30,48 cm

= 1852,00 m

= 1609,34

(S.T.), En muchos libros se usa el nombre de kilopondio para el kilogramo fuerza

(pound) = 453,59 g I onza (ounce) = 28,35 g

aquel que no esté familiarizado con el uso práct¡co de los slstemas de unldades.

l

m

1 libra

tal denominación ha sido bastante desafoftunada, pues crea confuslón a todo La deflnición de la unidad de fuerza en el S. T., el k9, se hace de forma rac¡onal,

el

S.T.

za (sT)

9,81 N (SI).

Se recuerda que:

circunferencia 2rt radian. Un radlan en grados 36012n;

Una

Velocldad

angular

n r.P'm.

l" =2n1360 radian.

salón (UK)

= 4,541

(USA) 1 galón (USA)

= 4,40I para sólido

1B.T,U.

= 1054,18 l

1oF

= 9l5oC + 32

1 kwh

= 860 kcal

lcal

= 4,18]

1 galón

si r está en metros.

«,: radian,

Equivalencias entre unidades varias

(inch)

UNIDADES

rad/s

60

t (1000 ks)

Newton (N)

Pascal (Pa)

2.n.n

Tonelada

Tiempo

Presión

^lr;

60

Potencia de un par

S

Momento, par

2-{p

J=F.cr. W=2t

Trabajo de un par

Y

= 3,78I Para liquido

r: radio

Capítulo I: Estudio de la dinámica de un vehículo Resistencias que se oponen al avance de un vehículo La definición del conjunto motriz de un vehículo, para cumplir con unas exigencias determinadas (prestaciones), requiere el cálculo previo de las resistenclas posibles que se le van a oponer en su avance en cualquier situación. Las resistencias son cuatro, que pueden o no coexistir al mismo tiempo.

rodadura Resistencia por pendiente Resistencia por inercia Resistencia por el aire Resistencia por

Rr Rp R¡ Ra

La suma de las resistencias, simultáneas, ha de ser vencida por una fuerza f, de empuje, en el eje motriz. Esta fuerza es consecuencia del par aplicado al eje, orlginado por el par motor M, después de ser sustituido por otro par equivalente F-F.

Figura 1.1

INGENIERIA DE VEHICULOS

ESTUDIO DE LA DINAMICA DE UN VEHICULO

La fuerza F del par, aplicada en el punto de contacto rueda-suelo, permite impulsar al vehículo hacia delante.

Los valores de r (radio del neumático bajo carga) y , son ftjados por el fabrlcante del neumático para una carga P y presión determinada.

Potencla en rueda, cuando la velocidad es V:

Si las condiciones anteriores son adversas, la resistencia a la rodadura puede aumentar, con el consiguiente mayor consumo para una misma prestación.

Wr=F.V Es lnferlor a la que en ese momento da el motor,

Wr,

debiQo a las pérdidas por

rozamientos e inercias en la transmisión, Wtr, por lo que:

Wr=Wm-Wtr

Aunque la resistencia por rodadura se considera constante e independiente de la velocidad, esto no es estrictamente ciefto.

b) Poftadora y motríz

Reslstencia por rodadura, R. Tlene su origen en la deformación del neumático y suelo. Cuando la rueda está estática, la reacción del suelo al peso está en la misma vertlcal que éste, sin embargo, cuando rueda, dicha reacción avanza una distancia «d>> (extremo de la huella), dando lugar a un momento resistente, que ha de ser equilibrado. Por tanto, parte del valor de la fuerza f, en la figura Fr, vence a la resistencia por rodadura. La resistencia por rodadura es independiente de que la rueda sea portadora (sólo

sopofta peso) o motriz (sopofta peso y transmite par motor).

a) Poftadora

Al igual que en la rueda sólo portadora, el punto de aplicación de la resistencla por rodadura, está desplazado 0

Peso

conductor+acompañante

grúa Peso caja+carga Pcso máxim s

Peso

Gr

150

=-750

kg kg

Pi 7000 kg

ke

150 k¡ Gz

=3250 13000

kg

2500 k¡

P;'

10350 kt

kg

20000 kt

PESOS

INGENIERI,A DE

-

(4500 + 150

P'í

= 7000

x.

10350 = 3100 . 5000

L

= 2(6500

-

5000

-

-

750) = 3100

kg

Pi

llrrr,r hiperestático) para definir las cargas por eje. Esto sucede cuando el valor rh, l'no coincide con el máximo, ni con el mínimo, ambos obtenidos en el aparl,rrlo anterior, con base en los pesos máximos autorizados por eje. l,,rr,¡ resolver el problema, se calcula una distancia fictiCia d', entre el eje simple y rrrr punto situado entre los pareados, de tal forma que en este último pueda rolr,;iclerarse concentrada la suma de las cargas que soportan lOs ejes pareados. I I r,ilculo de la distancia ficticia d', se hace con distribución de la carga útil (caja r r,rrqa) entre los ejes, correspondiente al PMA, y con la longitud de caja de ,,rrr¡ir más conveniente L (mínima o máxima), calculada en el apaftado anterior'

= 7250 kg

x = 1498 mm

250 + 1498) = 5496 mm

Comprobación:

d'-a-b>L 6500

-

600

-

250 = 5650 > L = 5496

,,t ,,r,(lesconocieran las longitudes L (máxima o mínima) para el PMA, se habrían rlr, r ,rlcular previamente.

Repafto de la carga, uniformemente distribuida en una caja de Iongitud dada L', entre los ejes de un cam¡ón

l'ltr,(lon darse las siguientes situaciones:

I

Vehículo de dos ejes: Se obtiene aplicando la fórmula para el cálculo de la longitud (Lrin

y Lr5r) de la

caja con carga distribuida uniformemente.

.

Si L' está comprendido entre los valores Lmín

y

Pi

L¡i¡

,

distintos.

C=Pi+Pi Pi=

.

Si L'

(!l

.,

()rrc la longitud L'de la caja que se desea acoplar, esté comprendida entre la nr,ixima y mínima, con lo que el PMA seguirá siendo el m¡smo. (

)r

rc I ' sea mayor o menor, a la máxima o mínima, en cuyo taso el PMA deberá

,¡,r rrducido, y como consecuencia la carga útil (PU), para no sobrepasar cl ¡rr,,,o máximo autorizado por eje.

Lmáx

La carga (caja + carga) sigue siendo C, es decir la misma que para L¡¡i¡ o

pero con valores de Pi y

I rr,rtrrkr L'es mayor que L máxima, se ha de disminuir la carga en el eje delant,,ro (r¡rlanteros), manteniendo la máxima permitida en los traseros (trasero)' Si Irrr,r,r nrcnor que L mínima, al contrario. r rrnro cjnmplo, se desarrolla el acoplamiento de una caja de

.')t".

',1

lf*u)c \2

)

P;'

.d

í- +a

y por tanto su

PMA;

longitud L', mayor

v nr.nor que la correspondiente a la L, máxima y mínima.

Y

,r) l)r),, r,jcs delanteros y uno trasero.

Pí'=C-P!

T

> L^á*, Pí será el correspondiente a L¡5r. Reduciéndose el valor de C a: C' =

Y DIMENSIONES

Pí'= C'

-P{

2

. Si L' ( Lmín, Pí será el correspondiente á Lmín. Reduciéndose P!'d , Y Por tanto su PMA; P{ = C' - Pí' c' = -[z -',J ¿ " -lL'*u)

el valor de C a:

( (

Vehículo de tres ejes, dos delanteros o dos traseros (con o sin balancín): (lrando se desea instalar una caja de longitud L', en un vehículo de tres ejes, lrk,rr clos delantcros o dos trascr-os, ¡-urcdc s(lr que nos falte una condición (sis-

Figura

Figura 2

1

Figura 2.14

Y DIMENSIONES

PESOS

Cálculo de

d'. De la figura 1:

d'(P{+P) = C.x Cálculo de

d' =

(,9¡ro L'(8,5 m) es mayor que L (7,24 m), se ha de disminuir la carga útll (l/,t15 t), manteniendo el peso de 13000 kg en el eje motriz, es decir, su carga

C.x P{+P{

l'llll

P"3

= 10900

m Para L',=8,5 m

Para L

x' para L'. De la figura 2:

x'=d+b-a-L'12

=7,24

L7 d, _ ,85

17,85

I

Si

L'> L¡5¡, la suma

El nuevo PMA

Si L'

x') =

es:

Pá'

-)

.x',

p + pi +

Cí +

Cí '

-, = ry+ d'-x'

p! + p! + Ci + Ci +p!,

< Lnín, Pi y P!' se mantienen y la nueva carga sobre el eje trasero Ci: (Pi'+ P{)(d'

El nuevo PMA

-

X') =

es:

ci P

.x'

¿, =

+ Pi + Pj

(Pí'* pí)(d'

- x')

x'

+P! +pi+p)'+ C!

-

I

10,9

x=5,4 + 0,86 - 0,6 - 3,62=2,04 x',=5,4

+0,86-0,6- 4,25=

(cí*

cí)(5,24 -7,4t)

1o9oo' 1'41 5,24 -L,41

= 4oL2kq

n rtt¡t:va carga útil Pl)' = P'i + C'i+

Ci

=10900 + 4012 = 14912 kg

y C'i se toma momento respecto al 20 eje. C'i 2b = ( C'i + C'i) (d' - (d - b))

ffnln cl cálculo de

C'i

C"¡ 1,72 = 4072

c'i

= 1632 ks

' (5,24 - (5,4

Y

-

0,86)

C'i = 2380

Fl ]'MA nuevo L4972 + 8000 + 150 = 23062 kg.

Ejemplo: Acoplar una caja de carga de L'= 8,5 m, al vehícuro de dos ejes delanteros, que sirvió para la definición de su caja de carga de longitud L=7,24 m, para un pMA de 26 t.

mm

a = 600

Pí = 3500 kg

h=2400k9

P:

2b = 7720 mm Pí = 2100 kg

150 kg

Cargas útiles con la caja

Pí'= 2850 kg Pr = 6500

kg

L=7,24

m.

Pi = 4100 kg Pj'= 10900 P2

= 6500

Cálculo de la nueva carga útil pU':

kg

P3: 13000

1,41 m

= 5.24 m

lr) tlrr cJe delantero y dos traseros.

d = 5400 mm

m

a suma de las nuevas cargas será:

ci' + C'4-

y se mantendrá en el trasero p(

(ci + c'i)(d' -

.2,04

P!',.1,4t:

de las nuevas cargas en los ejes delanteros será:

Ci+Ci

kg.

kg kg Figura 2.15

kg

Y DIMENSIONES

PESOS

Cálculo de d'. De la figura 1:

d'(p{+e;)=

cfa+!) \ )

o,=

z

t!) P{+Pi

rz,ss[o,o.T)

De la figura 2:

x'

x'=d'-a-L'

=

minuyendo en el delantero a Cí,

!1.

L'

.

C'i + Cli

es:

- 8,512 = 0,41 m

L'

=

!t-,' ?,!= = t274 ks

0,6 + 4,25

2

C' - 7274 + 9600 + 5500 = L6374 kg

l)= er'*rr)*'

Y el nuevo PMA

0,6

+e!)x'

¿r -t .(pía+

si L' > L¡¿¡, la suma de las cargas sobre los ejes traseros se mantiene igual, dis(a +

-

5,25

2

cí

= 5,26m

15,1

Y nl rtuevo

p+p1 + p)+p! +Ci+pl,+p{

Lr¡n, la carga Pf se mantiene

y la suma en los ejes traseros

PMA

8300 + t50 + 16374 =24824 kg

lr) Artrplar una caja de 7 m. El nuevo voladizo 2,07 será:

-

(ZB5

- 7):I,22m.

( áh ulo de la nueva carga útil C'

.

ft¡rr9 L' (7 m) es menor que L (7,85 m), se ha de disminuir la carga útil en alnr lraseros y mantenerla en el delantero.

Y el nuevo PMA

es:

p + p1 + p) +

d' x'

p! + pi,+ C,j + C!

ln

5,26

- 0,6 -

P\' d' = C' . x'

a) Acoplar una caja de carga de rongitud L'= 8,5 m, al vehículo de un eje delanlglo v dos traseros, para el que se definió Ia caja de carga ¡ = 7,85 m, con un PMA de 26 t.

mm

a = 600

mm

Pi=4400k9 h=2400kg

2b = 1760 mm Pj = 1500 kg

V

nl trucvo

§-'5 t C'il (b+(d'

P/ = 9600 Pz

kg

L'í '

= 12000

kg

pj,=

5500 kg

P¡ = 7000 kg

Cálculo de la nueva carga útil C,

como L'(8,5 m) es mayor que L (7,85 m), se ha de disminuir ra carga út¡r (1255 t), manteniendo la correspondiente (15,1 D a los ejes traseros.

' 5,26 = C' 7,76

Y

lrt

B6qoi-o'64

¡x,.;os por

1,76

eje:

C' = 11110 kg

8300 + 150 + 11110 = 19560 kg

C;l r Ci = 11110 -2450 = 8660 kg llrnrrrtrdo momento respecto al eje motriz:

Cargas útiles con la caja L = ¿85 m.

kg Pr = 7000 kg

PMA

2450

I ák ulo de las nuevas cargas sobre los ejes traseros.

p=150k9

Pí' = 2450

7lZ = 1,16 m

rrucva carga útil PU'

Ejemplo:

d = 5500

5,26 m

- d)) = C:á ' 2b = 3149

kg

cí

= 5511 kg

Pr = 7000 kg (sin variación)

Pz=2400 + 5511 = 7911 kg P¡ = 1500 + 3749 = 4649 kg FMA (yn obtenido anteriormente)

/(X)0 r 79L7 + 4649 = 19560 kg

los

PESOS

INGENIERIA DE VEHICULOS

Nota: Si en este vehículo sólo es motriz el segundo eje, al acoplarle la caja de carga de 7 m, y con la carga distribuida uniformemente, el peso sobre dicho eje

l,'J V P'i son los mismos que para

motriz baja en 40BB kg con respecto a cuando iba con la caja de 7,85 mt por tanto, se reduce su adherencia. Ahora bien, como el vehículo técnicamente sigue siendo válido para un peso total de 26 t y sus dos ejes traseros para 19 t, para aumentar la adherencia, basta con desplazar la carga hacia atrás, tanto cuando transpofta la carga útil nueva como cuando transpofta las correspondientes al peso total de 26 t fuera de carretera.

'r[o

- ?)

c'=

+

ei(o...]) = .'[..

ltl ru cl mismo que para Ln.',¡n y la nueva carga C':

.r(0, -?). ci[0..-,]) = (pi'+.í. oí)[.-';) ci(o-m- ,) C'

L'

,

Distancia del c.d.g. de la caja

Conocidos los brazos del balancín ffi y ñ, las longitudes de las ballestas |-ylz,y d, distancia entre el eje delantero y el punto de giro del balancín, para la determinación de las cargas se toma momento respecto al eje delantero:

(

Lmáx

La carga (caja + carga) C es la misma que para L¡1n valores de P'i, P'2 y P'i a C'i, C') y Ci, según:

.í[o , - ])+ c{o.,. C'im=C'in -

Si L'

)

Lmáx

}J

=

.(..l)

(1)

cim

C'í

htmlllttycndo en (1) se obtienen las nuevas cargas Ci y C{.

l¡n

L'

= Ci+Ci+Pi +

Itrmplo:

Figura 2.16

- Si L¡i¡ (

+

Cí+Ci _ m+n

c-'j

2c Distancia entre ejes traseros

dr:d-b-c

;)

L'

2b Distancia entre los ejes delanteros

d:dr+b+c

la nueva carga (caja + carga) C':

5l L' < L¡¡i¡

d Distancia entre ejes intermedios d' Distancia ficticia a Distancia del eje delantero a caja de carga L Longitud de la caja de carga x'

Lmáx Y

-+a z

Cuando la caja es mayor de 7,85 m, la adherencia se mantiene. Y para cargar la correspondiente al peso total de 26 t se ha de desplazar la carga hacia delante.

Vehículo de tres ejes, dos traseros con reparto de carga con balancín y d de eje delantero a eje de balancín:

-.

Y DIMENSIONES

o L¡¿y y sólo cambian los

|

r.l vehículo (PMA 26 t) para el que se calculó la longitud de la caja de carga (r,tl m, la cual quiere ser reemplazada por otra de 6,3 m.

l,f l, rl

kg 150 kg

3750

kg a = 750 mm Pá

= 2550

l}:1550

kg

m = 77!,4 mm

PP

= 7850 kg

n = 328,6 mm

5000 mm

It,,¡l máx. eje delantero

6000 kg

It,so máx. 3er eje

7000 kg

l)t,ro máx. eje motriz

cí

(5000

-t7!,4 -

13000 kg

790)+ Ci(5000 + 328,6 + 650) 3150 + 750

= 2100 + C,i r

Ci

INGENIERIA DE VEHICULOS

Ci+ci ci

9í =t.gtt ci

=2.917

C/

Sustituyendo

7741,9 C'! + 5978,6Ci 3900

ci:3s00

PESOS Y DIMENSIONES

= 2100 + 2,917 C'!

kg

It,,,o máx. 1o eje delantero

Pr=Pí+P1'+P

l\,,,r¡ máx. 2o eje delantero

Pz=P)+Pi'

l'r,,,o máx. 1o eje trasero

Pz=Pá+Pá'

l\,,,o máx. 2o eje trasero

Pq

l'MA =

= 6709,5 kg La nueva carga útil: 2100 + 6709,5 + 3500:12309 kg C'5

P1

+

+

P2

P3

+

Pa

( onto en los casos anteriores de vehículo con dos delanteros o dos traseros, se

lr,r rle calcular la distancia ficticia d', entre los puntos donde se encuentra la rr,,.ultante de las cargas que soportan los ejes pareados. El cálculo de la distanrr,r ficticia d', se hace con distribución de la carga útil (caja + carga) entre los r,l('.,, correspondiente al PMA.

Y los pesos por eje:

= 6000 kg P2 = 9259,5 kg P3 = 5050 kg Total 20309,5 kg Pr

P;,=fe

Pi'+P{

P:' P;',

P!'+Pi'=2-,

Pi'

Vehículo con cuatro ejes; dos delanteros y dos traseros (estos con o sin balancín)

O

C P;, =2'b

P;',

h

Distancia entre ejes intermedios

d' Distancia ficticia a Distancia del eje delantero a caja de carga L Longitud de la caja de carga 2b Distancia entre los ejes delanteros

x'

d=dr+b+c dr:d-b-c

9

dr

Con balancín, de brazos m Y (,Lrando L' > L Las cargas en ejes

-f

=2c-h

distancia entre ejes intermedios

n:

'*=+

=I

delanteros c:i v cí

Y=Y=L P;'C;e--e

Distancia del c.d.g, de la caja

2c Distancia entre ejes traseros

e =2b

h

d'=dt+f+g d,

= Pi +Pí

c'{

100 CV x 736 w/CV 73600

=

w

25kgxm245Nxm o=

7J6qo 245

= 300,4

ri rad /s < > n

rad I s

radl s x 6os/ min - -rr"divuelta = 11 r'P'ffi'

n_ 300,4radlsx60s/min =2866,2 2nradlv

r.p.m. Figura 6.1

Necesidad de !a caja de camb¡os y grupo reductor En el segundo, la curva (1) es la de potencia máxima de motor

las requáridas en ruedas para superar las pendientes x, motor y V (velocidad de vehículo).

En el primero, Ia relación del grupo viene dada por el cociente:

W,"

3,6'l Vmáx60 - Vrá*6q_ =2,654Vnax n - n = 3,6.n.t-56.n.Znx n.R 60 60

,=$

Número máximo de vueltas de motor en rpm Número máximo de vuertas de rueda motriz por

wr' W,'

Vmáx

n r"r¡

w1

W,,,

segundo

Vmáx Velocidad máxima del vehículo en km/h I Desarrollo del neumático 2 n R (radio bajo carga)

Figura 6.2

y las x, x' y x",

x'y x", d n vueltas de

lygEIlEBÍA

DE

vEHÍculos

CAJA DE CAMBIOS

Sea: W1

W1'

w7" W7"

Definición de las relac¡ones de la caja de camb¡os. Diagrama de velocidades

Potencia máxima de motor a n1 rpnt (punto A) Potencia máxima en rueda (punto B)

potencia requerida para superar ra pendiente x a V1 (punto c). = (Rr + p.¿ + R¡) V1

En la definición de las relaciones de la caja de cambios y número de ellas, influyen criterios técnicos y económicos. En el caso de los técnicos, se puede tomar como base, entre otros:

- Que los cambios se hagan sin dificultad,

para lo cual es norma generalizada que las marchas se escalonen formando una progresión geométrica.

La diferencia

untr:]1,?ol"ncia máxima posibre. en ruedas w,1 y ra requerida w,,1, para superar ra pendiente der xolo a ta veroc¡daá v;;;;1.';isponibre, por ejem_

ffiÉfr "ff:'iíilffi,1',".1"?i;t*üm¡ento,iupé;;;;il",oienle;.v*;

- Ligar prestaciones mínimas y marchas en las que se desean consegulr. - Que el motor, de forma general, funcione de forma casi constante en su

si, partiendo de c, aumenta ra verocidad

ra misma pendiente x, ra poten_ cia disponibre va siendo menor, _sobre r,ártá rr"g"r.a cgfo en D, correspondiendo con ra vetocidad máxima Vx que pruá" et vehícuto en esa pendiente.

zona de máximo rendimiento, es decir, en la zona alrededor de su máxl-

mo par.

;[;n;;,

-

Que no se originen grandes saltos de vueltas, al pasar de una marcha a otra contigua (hueco).

Sl se desea que guarden una progresión geométrica se procede del sigulente modo: Se

fija el número de velocidades o marchas hacia adelante, por ejemplo cuatro.

En el gráfico; en abscisa, velocidad del vehículo y, en ordenada, número de vueltas de motor, siendo n', el número mínimo fijado de vueltas de régimen de

estable.

Al mismo tiempo se multiplica el par motor.

Wi'

=

Mi' r11 Mi" ñ2

M2,, .

n! =

M2,,, .

n2

flt > f.lz n

Par motor Número de vueltas de motor par después del juego de engranajes Número de vueltas después deljuego de engranajes 41, }¡ el B a 81. Ahora, la potencia a correspondiente a los puntos B_ a que ha aumentado la pérdida de

n2 n1

n'

Ralentí n"

ranajes intercalado.

engranaje, cada uno con la misión descrita anterior_ automáticurárü según necesi_ de cambios.

ccionarse, manual o

La relación del tren se define por el cociente entre nz:nr

v1

v,

v'4 Ví

v'

v_

Diagrama de Velocidades Figura 6.3

V,u,

INGENIERÍA DE VEHÍCULOS

CAJA DE CAMBIOS

reductor, por lo que de A a de motor es el mínimo fija-

velocidad del vehículo, se 1a

( puntos c y

o de ta

D).

,,r;t)¿:1.,::'3: Í:r'f"'flT:'l

Directa

n

V máxima (relación grupo reductor)

3a

n

V3

2a

n

Y2

1a

n

V1

al vehículo a bajar y de velocidad, de V3 a V3'. Ahora, hay un hueco entre la directa la 34. guar' En ambos casos, evidentemente, no todas las relaciones de las marchas forma' igual de pero calculan se geométrlca, dan la progresión

! n', Se pone en juego la relación de la nueva 3a, obligando

Dividiendo todas por la primera (relación del grupo):

Directa 3av

V

v V3

2a

V

V2

1a

V

Vr

pendientes o/o

25o/o

También se cumple que:

Vn V3 n'

v3=[ Y2 n' Vr=n

V1

n'

l5o/o

v,

=#

LOo/o

v

v, ur=# r, v,=#

formando una progresión geométrica de

*=[#)'"

60/o 5o/o

*=[+)' ,

razón

3o/o

o

#

V.á* velocidades

Diagrama de Pendientes

Igualmente, y como límite inferior, por ra velocidad de ralentí n,,, se obtienen los

puntosE,FyG,

Podría intercalarse una nueva relación entre la directa y la 3a ya calculada, que sería una 4a, o sustituir la 3a por otra de mayor multiplicacióá, para lo cual se

v3 v4

v'"

Figura 6.4 Nota: Relacionar d¡recta v 4a, en los dos diagramas.

fija la velocidad o su relación: Para lo primero, la velocidad máxima es Va (ahora la máxima en 4a), y en el gráfico da una nueva línea de potencia máxima AB'c',, en lugar de la ABC,. cuando el vehículo va a ys y vc,la caja de cam.velocidad comprendida entre bios puede ir seleccionada en marcha directa o en 4a. iay reluorimlento entre

EJemplo:

ambas marchas.

1o. Definicióh y características del motor:

Para lo segundo, en el gráfico, ahora se seguiría la línea AB2B,2. pero manteniendo el criterio de no bajar de n'vueltas de motor, cuando se llega a B, es decir

Potencia máxima en rueda:

Determinar las relaciones de una caja de cambios de cuatro velocidades para un

vehículo de 3000 kg, cuyo motor ha sido definido mediante el estudio de su curva de utilización. Velocidad máxima 150 km/h'

W:

Vmáx (Rt

+ R")

INGENIERÍA DE VEHÍCULOS

CA]A DE CAMBIOS

Rr=f'P llnlnr lones:

& = KSV2

f=15kg/t K=0,01

En la f¿)'

S=4m2

W= 150/3,6(15.3+0,01 .4(t5013,6,)2) kgm/s< > 63,5CV siendo ra pérdida en tr.ansmisión de 7oo/o, rapotencia ha de ser: Wm =

W0,9 = 70,5

CV

\.41

Características:

En

Número máximo de vueltas de motor Par máximo a 3000 r.p.m.

Número mínimo de vueltas de motor de Ia zona de regrmen estable Radio del neumático bajo carga

4000 rpm. 74 kg

0,3

En 1a: 18,75

x m (en ruedas)

2000 rpm.

directa

1:1

Vr,kridades máximas en cada una de ellas:

km/h,

en 2a: 37,5

I

m

razos.

A 100 km/h el motor gira

a

La relación de la marcha

será

kmlhl602s.103m/km

10J@

Sustituyendo r =

150

y

en 3a: 75 km/h

n=

g'4000 150

#ffi

= 2666 r'p'm'

1:1,5

lic pueden dejar las demás como antes o calcularlas con otros criterios'

4000 2.3,74. 0,3. 60.10_3 =13 = 0,33

30. Relaciones de la caja según los criterios siguientes: a) Las relaciones han de guardar progresión geométrica.

kmlh

lr) Que en tercera velocidad se alcancen los 100 km/h. En el gráfico, línea de

20. Relación de grupo reductor r:

r= _ V n.2nR60

1:8

\4) En 2a (?\' t:4 \4) En 3a - fzl t:2

Sustituyendo:

r

lQue en primera pueda arrancar en una pendiente 0,4 mls2. Coeficiente de rodadura 20 kglt.

l{esistencia total que ha de vencer F = Rp + R¡ +

del2Oo/o con aceleración de

R¡

Rp=10Px Rr=fP R¡=100Pj p en t. x %o pendiente f coeflciente rodadura

r.p.m. 4000

F

2666

= 10

'3'20 + 20'3

j

aceleración

+ 100' 3'0,4 = 780 kg

Par necesario en ruedas motrices: 2000

F

R= M (par motor): (r'(c. cambios)'r(grupo reductor)'p (rendimlento) 1, M ?r-r'= ' -'

F'R'r'P

780'0,3'0,33'0,85

4,688

El vehículo, con esta relación, alcanzaría la velocidad máxima de 31,99 km/h'

Tipos de cajas de cambios

. Cajas de cambios de engranajes rectos o helicoidales . cajas de cambios automáticas de engranajes helicoidales

VEHÍCULOS

.

rTl,H,::

CAJA DE CAMBIOS

cambios de variación continua, mediante poteas de diámetros

Caja de cambios de engranajes rectos y helicoidales En las cajas de engranajes rectos, ros trenes se forman mediante er despraza_ miento de una de las ruédas ,oOré ,n estriado. En.

"j"

las de engranajes helicoidales,

la imposibilidad de hacer la .onó* zamientos, pero con una de las

Eje intermedio

ru

misión, se requiere la ayuda Ae un m mediante un manguito deslizante o de

f;j,?Ja¿ffi#%igü:

rectos han sido muy utitizadas por su reducido costo y

En la figura se esquematiza una caja de cuatro verocidades

y marcha atrás. 1' Eje primario: sobre er que se monta er disco de embrague. se apoya en ra carcasa de ta caja de cambios, a través;" ,;;;;,;,;:;", et vorante det motor' bien directamente, o por medio de un

casquiiiá'"ió¡r"t".

2.

él los engranajes 4, 5 y 6, correspondientes archa atrás. El de tercera y por engranaje ejes primario y secundario, obteniéná";j;

3.

nte del primario y con engranajes

:

?,H,5 fJ, il.I;#?lJi,: JJ:I"T1

Las reraciones, en cuarquier tipo de caja (engranajes rectos

:;Xff¿,,"::

er cociente de ros

fr.¡_os

diá;ei;á; I

aér no'¿"

para

:if

dad o marcha>>, cuando nos referimos a velocidades hacia adelante, y «marcha» a la velocidad hacia atrás.

Sincronizador El sincronizador es el mecanismo que se desplaza sobre el secundario por estrías, y que al desplazarse previo embrague (tipo cono), engrana lateralmente coñ la rueda libre del tren deseado, haciéndola solidaria con el eje, permitiendo la transmisión. Dientes rectos

o hericoidares),

d¿;¿r-i"

se

ros trenes de

Reración de transmisión (piñón conducido/piñón conductor) = 1a velocidad = dz/dt x d1ld2

2a velocidad 3a velocidad

= az/at x ct/cz = dzldtxbtlbz

4a velocidad

=

Marcha atrás

= azlat.ez/ez. €1/e3 = azlat.etlez

1/1 se acopla la rueda á1 coñ la b1 (directa)

-a terminorogía en cuanto a ras verocidades de una caja de cambios, es indife'ente utilizándose ras parabras ur"roc¡áááás o marchas>>, casi siempre «ysr66i_

Figura 6.7

INGENIERÍA DE VEHÍCULOS

1,'- Eje primario. 2- Eje sec-undario. 3.- Eje intermedio. 4.- Sincronizador. 5.- Tren de engranajes, rrna rueda fija ar eje inteimedio y ra otra rioiá iolre er eje secun-

dario.

CAJA DE CAMBIOS

Número de velocidades o marchas Ln los vehículos de turismo, el número de marchas suele ser de cinco hacia adelante y una atrás. En los industriales, desde cinco hasta dieciséis, hacia adelani¡, iniluso los hay con dieciséis más dos extralentas, que hacen un total de dier:iócho, y una o d'os, incluso hasta cuatro, hacia atrás' El número elevado de velocidades en las cajas de cambios, son obtenidas mecliante la acción conjunta de una caja básica, y de una o dos reductoras' Por cjemplo, una de dieciséis puede obtenerse con base en: la Una caja central de cuatro velocidades hacia adelante y una hacia atrás' Con hacia cuatro otras base, la caja interveición de una reductora a la entrada de adelante y otra hacia atrás. Si cada una de las anteriores se hacen pasar por otra reductora colocada al final de la caja, se obtienen otras tantas. Por tanto, dieciséis hacia adelante y dos o cuatro hacia atrás, dependiendo éstas de la sltuación del segundo reductor. La reductora puede consistir en un simple juego de engranajes o un tren eplcl' cloidal.

hacc La selección de las velocidades, en cajas como la descrita anteriormente, se Figura 6.9

cuando el par motor a transmitir es bastante arto, es necesario, para evitar er tener que disponer de un eje intermedio excesivamente grande, iorocar dos ejes en lugar de uno. De esta forma el par motor se repafte entre los dos, reducién_ dose el tamaño. Véase el dibujo.

manualmente, como

o menos, y haciendo intervenlr, electroneumáticos o hidráulicos, que actúan

en las cajaS de

cinCo

mediante interruptores, Selvos sobre las reductoras. También la selección de las marchas se puede realizar de . forma totalmente automática, sin necesidad de una caja de cambios automátiy ca, mediante servos, que Son actuados de forma combinada con el acelerador consigue: se ello todo Con el freno, facilitando la conducción'

4

+1

Figura 6.10

Figura 6.9

. Buen recubrimiento por el número de velocidades . Costo más bajo que las cajas automáticas . Buen rendimiento en la transmisión . Piezas comunes con cajas de menor número de velocidades

INGENIERÍA DE VEHÍCULOS

En mandos remotos, como los nutiu ,á.¿n¡.á,'lJpalun.u activan ras válvulas

electrónico.

ou ,,surroLrLds neumáticas

CAJA DE CAMBIOS

es' eliminándose Ia timona señales eléctricas que te, a través de un control

En el caso de mando totarmente automático, er conductor ejerce er contror mediante un botón o palanca. Las ventajas de este sistema son:

. Consumo óptimo . Comodidad para el conductor . Contribución a la seguridad vial

Porta'satélites en uno de engranajeS l,k,ra fundamental. Si se le bloquea, eltren se transforma orcllnarios.

Corona y Planetario el libre y el pofta( se frena uno de ellos, se origina una relación entre 'ilndo y cuando ambos están libres, entre ellos y el portasatélite. ,,rlólite

lcr Caso. Corona fija ,il cl planetario es el conductor, gira con efecto multiplicador de par' En caso conlr.rrio, se produce una desmultiplicación'

Cajas de cambios automát¡cas Trenes epicicloidales

Velocidades angulares

No de dientes n

Las cajas de cambios automáticas están basadas en trenes de engranajes epici_ cloidales para la

Planetario

(r)

Portasatélite

0,.

Este tipo de tren también se emprea como reductor auxiriar, en serie con grupo er cónico situado

Corona

transmisión y reduccón.--

v

antes der aireránc¡aiá

e-n punta der eje (rueda). El movimiento epicicroidar, y de ahí su nombre, en un tren de engranajes, se ori_ sina cuando su sopofte

;ü;;;",

sira arrededor aá ,n'"j;.-É;'i; corona puede girar al mismo tiempo que gira su eje soporte.

ejempro,

ra

p

N

0

porta-satélites estará lir se aplica al conjunto una velocidad angular igual a rot el (una de ellas con dent¡uieto y el sistemá funciona como un tren de dos ruedas l,rdura interior). Velocidades resultantes:

Satélites Ruedas que enlazan, ra corona con er pranetario, y que en er cárcuro no infru_ ye.

Planetario

op-ot

Porta-satélite

0

Corona

ro1

(valor absoluto)

proporcional al número de relación de velocidades angulares es inversamente rlicntes de la corona y del planetario'

la

oD {D1

ú)p ,-N (Dl n

1 Corona 2 Satélites

3

Planetario

4. Poftasatélites Figura 6.11

20 Caso. Planetario

N n+N nn

fijo

Lo mismo que antes, sometiendo a una velocidad angular,

-r¡l

al conjunto, y

t:n este cdso oc es la velocidad de la corona'

0c-01 r¡1

_11 N

o. - n r,lt -' ' ttt r-tr

N+n N

or

N

=

ñ;T'0.

sl

INqENIERÍA DE VEHÍCULOS

3er Caso.

CAJA DE CAMBIOS

planetario y corona giran

Planetario ftjo

Nos da la fórmula de Willis

Sustituyendo las dos últimas en la primera

(El signo menos es debido a ra inversión de sentido en ra corona)

0)6{n rll1

'l

r,l1 =

ñiN

VB=c,l1E*

VA = (Dc'Rc

2Vt=Yo

op-(0r-_N 0c-(Dl n

(No. - norr)

N

se puede deducir ra fórmura de wiilis también de ra siguiente forma: Corona flija

si el punto B de ra figura gira con una verocidad tangenciar v3, er puhto satélite girará V6 = Zya. Siendo el radio del portasatélite

c

der

r,

Va = r'cor

V. = R, 'roo

Va=r.ú)1 =¡.r1 R.+R, 2

op .Rp = ro1 (R. + Rr)

9P-=1*R.=r*N

{.01 Rp

n Figura 6.13

siendo N y n ros números de dientes de ra corona y der pranetario.

Planetario y corona girando y, portasatélites fijo y iguales, pero de si se mantiene fijo el pórtasatélites, la velocidad de A c son signo contrario, V¡ - - Vs Si al conjunto se somete a una velocidad de

--

-

ror

- ro1 Rp) roc Rc - ror Rc = -(rop Rp - ror Rp)

Ve

-

ror R.

(Vs

0c-0)1

Rc N op-o1 =Rr=-n

fórmula de Willis

Relacionespos¡blesquesepuedenobtenerenuntrenepicicloidal De la fórmula de Willis se deduce: Figura 6.12

1o. Corona frenada y entrada por planetario

rlvcEl4ERÍA DE vEHÍcuLos

cot =

CA]A DE CAMBIOS

n

¡;orp

y dividiendo la expresión anterior por el módulo de los dientes:

R./m=Rp/m+Dr/m

20. Corona frenada y entrada por portasatélite

on =

n N "=-+n' 2 2"

n

¡;tDr

3o. Planetario frenado y entrada por corona

or

=

2

-=n'

EJemplo: ,¡l la corona tiene 52 dientes y el planetario22, averiguar el número de dientes rlc los satélites, y número de éstos posibles de montar'

n

¡;{Dc

n'=

4o. Planetario frenado y entrada por portasatélite c'lr =

N-n

N

-n 12=52_ 22 t2=

15

no de dientes del satélite'

22 = 74, cifraque es divisible por 2, 7412 =37' Ahora como este cociente yir no es divisible por 2, el número máximo de satélites es de 2.

n

'»).

¡;{D

5o. Poftasatélite frenado y entrada por corona

t

Caja de cambios automática l..ln conjunto

N op = -ño.

de trenes epicicloidales forma básicamente una caja de camblos

.rutomática.

las transmisiones automáticas, de las que forman parte las cajas de cambios

,rutomáticas, son aquellas en las que la selección de las marchas se hace en fundel conductor. Por tal r ir'ln de los requerimientos del vehículo, sin la intervención

6o. Poftasatélite frenado y entrada por planetario n oc = -ñ0p

7o. Bloqueo, entrada y salida igual

Condiciones para ser posible su montaje Entre los números de dientes der pranetario, corona y satérites, debe haber una relación para que sea posible ,ontuiá.

En automo esfuerzos,

,,

más de un satélite, para un mejor reparto de e dos, ra suma de'rós dientes de ra corona y e por er n,ir"r.o-J" iát¿iit"r. si er número

lj?lr"iijj,k

de

N+n

- 2_, debe ser divisible

por el número de satélites.

También se puede deducir ra reración que existe entre ros números de dientes de la corona, planetario y

satélites.

Igualando el radio de la corona al del planetario más el diámetro del satélite. R6

= Rp+

D5

un rnotivo, la conexión del motor con la transmisión se ha de hacer mediante par)' de r,rnbrague continuo (hidráulico o convertidor I,s dos conjuntos fundamentales de la transmisión automática son el convetirlor de par y el tren ePicicloidal. I n el estudio del tren epicicloldal se vio que Se puede obtener una transmisión (rnarcha) directa cuando se bloquean dos de los tres elementos que lo compoir.'.o ,ná reducción de velocidad, bloqueando el planetario, transmitiendo movigiro en la Irriento a la corona y ésta a Su vez al portasatélites. Este último, con multiy por con tanto, velocidad, pero menor a que la corona, Irrisma dirección ¡rlicación de par.

marcha atrás se obtiene bloqueando el portasatélites, transmitiendo moviy en Senrrriento al planetario o a la corona, haciendo girar a los satélites estos liclo contrario al conducido (corona o planetario)' I ¿r

I I punto muerto se obtiene dejando libre el tren'

Itrr lo anterior, cada tren epicicloidal puede proporcionar dos marchas al frente y una hacia atrás. pues la-caJa utilización de trenes epicicloidales en los vehículos es ya antigua, al frenmarchas rlc cambios del Ford modelo T estaba basada en ellos, con dos y camblos, de caja t,'yuna hacia atrás, sin necesidad de embrague entre motor rri palanca de cambios. I

¡

INGENIERÍA DE VEHÍCULOS

Para los bloqueos, se utilizan frenos basados en discos de embragues bañados en aceite y en cintas o bandas.

CAJA DE CAMBIOS

I n el segundo tren, se aplica la fórmula de Willis:

(Nor. + n«or) ,,' = J= N+n'

Relaciones en una caja de cambios automática Las relaciones se obtienen, bien por la actuación sola de un tren o por la com_ binación de dos o más.

,í

=#?(r'r'ff,,

0í=ro

Ejemplo 1:

*n',,)

N'n + Nn'+ nn'

'

(N'* n')(N + n)

Obtención de la la y b 2a en una caja de cambios Wilson. La 1a, frenando la corona, con entrada por er pranetario y sarida por er poftasatélite ú)t- =

n

(D^ N+n t

-

En el primer tren se cumple:

.,r

=

n

¡q;oo

Ejemplo 2: crysler-Torque-Flite obtención de la primera y segunda velocidad en una caja de modelo A-904. Está formado por dos conjuntos epicicloidales'

turbina del convertidor y el de salida a la transpero nunca Se conecmisión, ambos en prolongación, se apoyan mutuamente,

El eje de entrada acoplado a la

tan. El eje del planetario es hueco.

la entrada por la corona, el La 1a se obtiene con dos trenes, el primer tren tiene

ñ N Figura 6.14

del segundo portasatélites arrastra al planetario, el cual al ser solidario con el un mediante tren, hace girar los satélites, cuyo eje portasatélites está frenado gira dando La corona sistema de rueda libre (al girar al con:rario no lo está). lugar al movimiento de salida.

INGENIERÍA DE VEHÍCULOS

CAJA DE CAMBIOS

La 2a se obtiene inmovirizando ros pranetarios der primero y der segundo tren, y sale el movimiento directamente dél primer tren.

N: D:

Punto muefto Entra la 1a-2a o directa automáticamente

2: Entra la la y 2a automáticamente 1: Entra sólo la 1a de par, En algunas cajas de cambios se incorpora en su interior el conveftidor auxlfreno i.tráÉáo.ornó tul, sólo para la 1a velocidad y, para las demás, como

mejor rendly rntánto, al evitár el deslizamiento propio del convertidor en su funcionamiento economía en los frenos de seruicios.

iá'; ál ser bloqueado el impulsor. De esta forma, se obtiene

_un

Figura 6.16

Selección de marchas El sistema de cambio se hace automáticamente según par combinadas.

El control funciona hidráuricamente. Er aceite

bomba, que suele ser rotativa.

y verocidad, ambas

a presión es faciritado por una Caja de cambios automática

El aceite se distribuye adecuadamente mediante várvuras, que controran er cau_ dal

en la dirección deseada o descargando ar cárter

para

é1.

;r;¿; *

r..,uy

Entre las válvuras se destaca ra que regura er caudar de aceite que pasa ar con_ vertidor, la distribuidora, que es accionáda por e! serector de veroc¡dades, y ras que controlan los circuitos de las marchas. Los meca ragues bajo la acción del nsecuencia de la posi_ ción de ción del motor y velo_ cidad

aceite la del

La palanca selectora en una caja, de tres velocidades hacia adelante tiene las siguientes posiciones:

P:

Aparcamiento, inmoviriza ra transmisión der vehícuro sin ninguna mar_ cha seleccionada

R:

Marcha atrás

Figura 6'17

cometido

una Este tipo de caja se suele utilizar en autobuses urbanos, proporcionando que ya los costo, reducido de gian süaviOad én el arranque y un freno auxiliar el mecaañadiendo que convertidor, los del élementos básicos son los'mismos nismo de blocaje.

Transmisión por variador cont¡nuo variable par motor de forma Como su nombre indica, es un conjunto que transmite el par motor continua y variable, permitiendo adaptar las curuas características de a las necesidades de tracción de vehículo' principio de esta transmisión está basado en transmitir la potencia del motOr El

varla' a través'de dos poleas (una conductora y otra conducida), de diámetros bles y unidas Por una correa.

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CNA

DE CAMBIOS

Es interesante la utilización de este sistema en vehículos por las siguientes razones: economía, peso, tamaño, niver de ruido, eficiente [ransmisor, reración de transmisión ampria v continua, su fácir acopiamiento iráli¡on'd;ñl;;.-; sobre todo, porque rrermite que er motor iuncion , ¿e"nrormi continua en er campo de mayor rendimiento.

freno de escape. La actuación conjunactúa combinadamente, si lo lleva, con el y un considerable ahorro de zapatas ta proporciona meior Liá.ia en lá frenada o pastillas en los frenos de servicio'

El rango de conversión puede ilegar hasta seis mente hasta 0,95.

Doble tracción

y er rendimiento

aproximada_

El variador continuo se ha utirizado hace tiempo en maquinaria agrícora, como por ejemplo en cosechadoras en la sección de irilla y t#bi¿; Jn vehículos utili-eteirentos tarios. Pero su utirización hoy, da más garantía u¡ .ánt* .án

de mayor capacidad de transmisión, por ejemp6, correas ae neopáno, con bandas inser_ tadas, longitudinales y transversales, metálicas.

1 Embrague, conveftidor de par 2 Freno de banda para inversor de giro 3 Embrague 4 Mandos 5 Poleas y correa 6 Diferencial Figura 6.19

Se suele acoplar al motor mediante con cos de polvo. El va número de vueltas

ción del selector d separen o se junten las semipoleas, re poleas que forman.

Tomas de fuerza Para cieftas aplicaciones, es necesario disponer de una toma de fuerzaen algún punto de la transmisión, ésta normarmenie se hace ¿e ra ca¡a áe cambios, bien lateralmente o por su pafte trasera. También se toma directahente

der cigüeñar. Los vehículos que suelen disponer de estas tomas de fuerzas son todo terrenos,

camiones hormigoneras, volquetes, veh culos talleres, etc. Existen cajas de cambios, como en algunos vehículos industriales, con ventana, que posibilitan

ta conexión de ta tranlmisión

.on

ñ ir;;'ñá;odinári.o, qr.

delantero y trasero, a través de un meca' El par motor es repartido entre los ejes de la caja de cambios. El reparto puede nismo, normatmente ááá*aá a la sál¡da ser por igual o desigual.

con ella se aumenta la adhe'

Entra en acción a voluntad o automáticamente. rencia y la seguridad del vehículo' de los pesos por eje' como ya El repafto, igual o desigual, se hace dependiendo es posible que haya una prlorldad se ptanteó en et capltuio áá n¿f"'"tencia. Pues posible por el eje menos cargado' notable de ser utilizaálla adhárenc¡a máxima

INGENIERÍA DE VEHÍCULOS

planetario (3), y salíendo detantera"!_í"áüiio ¡nt

también

.r

poriUÜ.in

l.

detantera y trasera. En ta , relación 1:1. La ínversión las ruedas por una cadena.

.

Tanto ra corona como er pranetario giran a ra misma verocidad, pero como radios son distintos, ros pares transm-itidos

tr;ü¿;'i; ,""rii'l'"'

ros

cuando el satérite (z).or¡a sobre símismo, por diferencia (pequeña) de vuertas (curva, oái,gráíau¿ oe roaaaurX-o"iurr.no¡, er tren l"i¡;Hllrio

::fi: ::frli

Capítulo vII: Árbol de transmisión

De caja de

Arbol de transmisión Ese que

conj hfcu

Un árbol de transmisión puede trabajar a torsión y flexión, pero en algunas apllque lo haga sólO caciones, como en la transmisión de pares altos, es conveniente prolonga' por se fatiga vida su forma esta a torsión. De

Eje

Dependiendo de la longitud del árbol, el efecto de las vibraciones transversales

puede ser impoftante. Su origen está en la fuerza centrífuga originada por la masa desequilibrada.

Figura 6.20

Aquí sí se ha representado er sistema de broqueo viscoso (5), con discos sorida_ ,os; con corona y pranetario, actuando cuando ,r, ,uio.iiálJ, ,"un tamente diferentes. Este sistáma manifies_ iur¡i¿n'r-u emprea como broqueo de diferen_ ciat en eje motrí2, en turismos, il;á;i;'¿¡r"r.ná.u á. entre ruedas del mismo eje es sustanciar, pbr iáitu au adherencia en una de eras.

;ñiü"s

sor, dentro de un límite.

Árbo! de transmisión longitudinal. Cálculo Sistema de rueda libre En los vehículos 4 x 4, cuando sólo funciona

tre delgrupo cónico del.eje delart;;;p"onu como motri rn consum e.vitarse, independizándoie ,r. ,ráJ* áJi ,"rto de ta t libre' montaoo tn se puede conectar manuar o autoil:1?9il:;,::uou

oG'

En los vehículos de tracción trasera, transmite el par de salida de la caja de cam' bios al grupo reductor (eje). Está formado de dos piezas fundamentales, unidas me¿¡an[e ün mangón dáét¡zante para compensar los movimientos del eje debldo

a la suspensión.

Sección ñecesaria Cualquier sección del árbol ha de estar dimensionada, para transmitir el plf y máximo dado por la caja de cambios, afectado de un coeficiente de segUrldad que lo compone' supeditada al límite elástico del material

ÁnsoL oe rnnNst'llsIÓttl

INGENIERÍA DE VEHÍCULOS

La tensión máxima cortante en cada sección circular viene dada por: M

'=ü

ro

=S(o4 -a4)

16

D d

Momento de inercia respecto al eje transversal

Sustituyendo

D

M

I

Par máximo salida caja de cambios, afectado del coeficiente de seguridad

Momento de inercia polar

Diámetro exterior

V. =

g

+ lF48EI

Dadoqueelárboldetransmisiónseconsideracomounavigabiapoyadaymasa a considerar no es su total' sino los distribuida uniformemánte, et peso efectivo 17 I 35 del mismo. 6: para un eje tubular de diámetro exterior D, interior d y peso especÍfico

Diámetro interior

Para definir el diámetro exterior, se suele tomar como relación, entre él y el inte-

rpm

Tf,

v-=30

"r

30

t7n(oz

rior, 0,7 5 aproximadamente.

-a2)la

13

nloo

do)

-

35.4.488É Velocidad crítica

nL'

rr;4 tl

La formación del pandeo es consecuencia del desequilibrio de masa, por pe-

queño que sea éste.

¡

si se hace girar un árbol de longitud determinada, el pandeo aumenta lenta_

mente con la velocidad de giro, al alcanzar ésta un determinado valor (velocidad crítica), la amplitud aumenta de forma rápida, pudiendo, de mantenerla, provocar la rotura del mismo. si se sigue aumentando, se alcánza un nuevo iégimen

estable.

V.=K

lr r/o2 + o'

! s --r7-

(1)

Deformageneral,enlafórmulaanteriorelvalordeKdependesólodelosapo-

De lo anterior se deduce la necesidad de calcularla y evitar su imposible alcance en el vehículo, tanto si el giro máximo del árbol es como consecuencia de la mayor multiplicación posible en la caja de cambios de las vueltas máximas de motor, como cuando es arrastrado por el vehículo descendiendo una pendiente. En un movimiento oscilatorio

T

rrl Velocidad en radianes por segundo % Velocidad crítica en rps A Flecha debido a su propto peso

u,=+E

=2n =2n o

a

1

I

%

yos del árbol en sus extremos' En nuestro caso:

'-

K=

30 Fs J3s

r-ltl

=74p9 s

de un vehículo, sustitucuando se aplica la ecuación (1) al árbol de transmisión para su fabricación: años), (durante yendo los valores de r v d de'uñ acero tipo

E=2Lo6

k9/cm2

6 = 7,9 10-3 kg/cm3 Y tomando:

g = 981 cm/s2 en rpm

Por resistencia de materiales la flecha

P

Peso

L

Longitud

E

Módulo elástico del material

DYdenmilímetros

a= 48PÉEI

g=9,81m/s2

L en metros Se nos convierte en:

Ángol or rnRnsn¿IstÓr.l

rrucr¡¡rrnÍn oe vrsÍcurcs

Cuando el espesor del árbol es pequeño,

(D.

D2 + d2 =

v.

=

166p

+ e)2 +

(o, -

e)2

20 Velocidad crÍtica

=2D2^

Dz +d2

Vc=118-[

Drenmm y

rom

Lenm

Realmente, la velocidad crítica se alcanza antes, debido a que el momento de inercia del tubo queda afectado por ras juntas y juntas desriiantes, por ro que:

v 22'24 rad/s nr=_=R_ = 200 (16 + 1) : 16 =212'5r'p'm'

;:rrfl:t[.:"[dar.iamente.

nln-u-) "\'' -nz = __E_ 2) =zoo(16-1):16=187,5r'p'm'

lg'62radls

Par transmitido por los planetarios:

El Par

150cV150.75kgm/S=11250kgm/s=14,.20,93radls l!'=537,5 kg'm en cada uno, 268,75 kg ' m'

planetario a rueda: Potencia transmitida por cada

79'7 C{ m x22'24 rad / s =5977'OO kgm/s kgm/s 70'3 c1y' Wz=268,75kg'm xl9'62rad i s =5272'87

Wr = 268,75 Diferencial con autobloqueo Figura g.g

kg

Diferencial comPensador

EHÍCULOS

Se suele instalar en

se,ep,esá,G

I

;;ü|if¿1,fl:i.,,1"if ',ffi: ¿ ;3.

posi

b

iI

idad de ser

broq ueado.

Capítulo IX: Ejes Ejes descansa la masa suspendlda' son los conjuntos del vehículo sobre los cuales de la masa no suspendlda' y ruedas' formando parte, iuntá ;;; ü;';áánsión Figura 8.9

Tantolosejesdelanteroscomolostraserospuedenserrígidosono.Almlsmo tiempo Pueden ser motrices o no'

lt l-A---;-] ll-l

/¡

Eje delantero

- rígido no motriz

JJ

TT F---O---! JJ TT |

*t1c^rror"riut-r

F{--r-fl

Eje

I

JJ

trasero

- rígido motriz

Eje

(éuspension independiente)

Figura 9.1

Eje delantero por una parte central, que es una viga for. Si es rígido y no motriz, está formado otras dos eitremas que constituyen las man'

jada (a veces es

ü-,};

¡itas

,n LiOof,tá

pivotes situados en los extremot ¿,ttimas giran iespecto a sendos

de la viga central.

rrueerurenÍn oe

venÍcurcs

y motriz, su parte central es una caja fundida o constituida por dos chapas estampadas sordadas, con ras formas y espesores adecuados pára que s.i es rígido

cualquier sección tenga la resistencia necesaria. En su interior se alojan et grupo cónico-diferencial y los semiejes. El eje delantero no rígido utilizado en vehículos turismos con suspensión inde-

pendiente, la parte central del eje, queda sustituida por parte de la estructura

de.la carroceríia, y las manguetas quedan unidas a n cárroáeria por orazos afticu_ lados y por la propia suspensión, amortiguador y muelle.

que el de una viga apoyada cuando los ejes son rígidos, el cálculo se hace igual É; puntoá de unióñ con las ballestas y cargada en sus extremos.

;;

al peso de la masa Las fuerzas que soporta un eje, además de la correspondiente

dinámica, centrlfu,ürpá.Aiáá én estáaoeri¿tÉ", son las Cebidas a las fuerzas ga y de frenada. hículo altera las reacciones vefticales en

"io"#[:Í:"''#':11,"r1il::f ;,5fffJ:l

ura, en la que se ha tomado un eje de

Eje trasero

perfil general.

Tanto si es rígido o no, como si es motriz o no, es similar al correspondiente eje delantero, con la salvedad de que las manguetas o bujes no pivotan.

central del eje rígido motriz enchufadas a ella. Esto obe-

::ffiJ'::i?jor

ejemp'|o'|a

En las manguetas de los ejes, tanto delantero como trasero, y mediante bridas, se sujetan los platos (porta-zapatas) o Jiscos de frenos.

1

Mangueta

2 Plato freno 3 Tambor 4 Semieje 5 Rueda

Figura 9.3

Pteselpesoquegravitasobreeleje,aplicadoenG,situadoa-unaalturahrestransversal pá.tá át'pluno'aelpoyá.-iWárr",itá sbrá aplicada 9n G, la.fuerza y suelo' ruedas las de transversal permitida pór la áAnerencia

,¿r*,

É

la estabilidad del eje' suponer que las fuerzas sean coplanarias al eje favorece descompone en dos fuerzas La resultante R, de las dos fuerzas Pr Y F = É P1, se y páratetas [r-y Rz, aplicadas en los puntos de cogidas de las balles'

á"riéuulái tas al eje.

Figura 9.2

Cálculo de eje rigido, cojinetes y manguetas Este apartado no sólo tiene interés desde el punto de vista del diseño, sino tam_ bién, en cieftas reformas de importancia, al'verse afectáJoi, uirur¡ul. las solicitaciones máximas, los elementos que forman el eje.

componentes veftl' sr y Sz son las reacciones correspondientes del suelo, cuyas cotas señaladas las de función en cales V1 y Vz y horizontales Hr Y Hz estarán en la figura y cuyos valores son los siguientes:

v,=)*r r=n(i.+)

(1)

INGENIERÍA DE VEHÍCULOS

u,=l-r

!

=n

(+ +)

(2)

Lo Considerando sólo

Hz=rr

(3)

^(+*+)

yz=r *[+

- Prd F=-

+)

(4)

El momento flector en el eje varía de la siguiente forma: En el punto , centro de rueda izquierda:

Mo=-Hr.r=-u -t, o(!*!h).. 'r [7* u )',

=f¿ P1 Y Hr=0 1

V1

Hr=rr Vr=F

la carga estática'

,

(8)

2.e

P1

e-d

(e)

2e

carga dinámica en movimiento rectilíneo, actuando sobre el eje la que ésta sea Suponiendo frenante. pi, corresponaiente-á lá ,á*irnu ácción será: rueda la de plano medio Tr = Lr Pi, la fuerza resuttante en el

20 Vehículo

(5)

En el punto 1 de apoyo de la ballesta:

Mr=Vr b-Hr

hr=pr[i.+)(b-r.,hr)

(6)

En el punto 2 de apoyo de la otra ballesta:

Mz=Yz b+H2

hr=Pr(i

+)(b+¡rh1)

Q)

*'=+*u'+ Sean las.cargas que gravitan sobre los cojinetes (en la figura está representada la posición rerativa de eilos) E (exterior) á r linteiiorl rrigi;a g.a)).

(10)

30 Vehículo en movimiento y en curva'

Se considera la rueda externa adherencia.

v,=?[,.+) Figura 9.4

H,=p?(r.+)

y la fuerza centrífuga

máxima que Permite su

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,,=I(,.+)(,.*J) =1fr.4¡')[r'r-a'1 2(- a /(. e ) Los cojin soportar po breve

Bujes

E,-

tiempo e

A de

es:

siendo E el varor máximo cuando el vehículo marcha en curva y en las condicio_ nes dichas.

El momento flector máximo en la sección ma frenada en marcha rectilínea, será:

o¡,,/i *



indicada en la figura, en la máxi_

¡

Datos resPecto al vehículo: éste' Carga que soporta el eje, incluido

Estudia, si es factible la sustitución del eje trasero de un vehículo por otro, cono_ ciendo las características de ambos. Se trata de comparar los resultados de cálculos.

3000 kg

Con carga

x

0,364 m

16)

F=016

Coeficiente de adherencia

h=alZ

suelo Distancia entre la reacción del b = 0,337 m ballesta la de Y el Punto de aPoYo es igual a r en nuestro caso' El valor de h1 según croquis' ejes circular respecto a uno de sus Momento de inercia de una corona

y por

0

Para una postcton de la grúa

(d') menor y por tanto también de L'

El cálculo del bastidor se desarrolla para = ,,!14,662

Coeficiente de seguridad

el lo (a = d'- L - b)' Para el 20 basta

sustituirpora+A=d,-L_b,puesLenestecasosecalculamanteniendo y b entre caja y grúa y variable entre cabina caja'

+3.6,742 = 18 kg I mm2

K=39 /78=2,16

Reparto de carga debido a la grúa'

se recuerda que ras cargas han sido afectadas der coef. dinámico 1,5. Igual que cuando se hizo er cárcuro a frexión, trabajando ra grúa rongitudinar_ mente, el coeficiente es mayor, por er aumento y poi ra acción-repartidora de Ia plataforma que sustenta a la grúa.

?

20

a(P{'+ ej)

Instalar una grúa detrás dS la caja de carga, con un peso incluido accesorios y estabilizadóres.

G,

De acuerdo con Ia introduccion hecha en el e¡ercicio anterior, los estabilizadores sólo actúan como tar y er sobrebastidor unidó ar bastidor

¿.'roiru

rígida.

Cuando la grúa está situada detrás de I bilizadores, para el cálculo de resistenci y, por tanto, la grúa podrá trabajar por el par de elevación no dé lugar-a que tentes.

Tomando momento respecto al eje trasero: t^" v1 -_ -

G(d'\

d)

d

G"2=G-Cr Reparto de caja + carga.

Pí=Pr-(Pi+P+G"1)

P5=C+C'-Pi Distancia

Normas de cálculos, idénticas que para el ejemplo anterior.

cálculo de situación de ra grúa y rongitud máxima de caja de carga y Dimensiones, impuestas las distancias y

3020'9603't,2 -troa

4EAae3 4 '22500 '67,26 ' 90 ' 10',

Si n se hace igual a 6, según tabla K=1,31, recalculando,

Flexibilidad: Rigidez:

de donde

eo;11r1-!2 go

4Enae3

12 hojas

Carga dinámica P', correspondiente a Ia fatiga máxima:

e'=2

P,ÉK

"^ -

3. 3500. 1440 n= 11,65 2.90 .744 .50 =

= 1,2.

Para K

o=50kglmm2

2ae¿o

3P'L =:-i2ae'o

Numero de hojas: Se obtiene de su flecha máxima, 67,26 mm'

h = ----l=-

r'r

= 5.020 kg - 2.000 kg = 3.020 kg entre la flecha La flecha máxima del ballestín, está definida por la diferencia. actúa sola (79 a cuando máxima de la ballest a (146,26 mm) y la correspondiente mm),67,26 mm. Pz

3.5750

11

= 6'42'

f =67,26 13020=0,0223 mm/kg k= 710,0223 =44,9 kg/mm

Tensión máxima de trabajo:

=6480ks

Con n=6yK=1,31 Por tanto el ballestín y tope elástico han de soportar la diferencia entre:

D.P_P'

si

2 . 5750 kg (dinámica totat)

-

L2K

6480 kg (dinámica bailesta) = 5020 kg

Flecha:

Si

K=

960'z 1,31

o = 82,1 kg/mm2

1,2

Ballesta más ballestín

Flexibilidad:

De la tabla, K = 7,27.

,t,27 .22500 .72.90 .7728 =79mm 4

Llf

35oO .74403

Flexibilidad:

f = 7913500 = 0,0225 mm/kg Rigidez: k = U0,0225 = 44,29 kg/mm Por tanto, si con 3500 kg cede 79 mm, con 6480 kg cederá 146,26 mm El tope metálico debe estar situado, como máximo, a

=

IIO,O225

tlf = Tlft + Ufz

+ U 0,0223 = 1/0,01118= 89,39 k = 89,39 kg

Rigidez:

El ballestín entrará en función a los 79 mm de recorrido de la ballesta.

do de la ballesta.

6'22500'67,26'70 =75,2kg / mm2 6EAe= -------------.--

D=2

/

mm

Frecuencia:

*=+rH t---------T

-=rh ./ g,gr.ro' =1,983v/s \f

los 146,26 mm de recorri-

N=118

szso. 0,011

vibraciones Por minuto

SUSPENSION

INGENIERÍA DE VEHÍCULoS

Ejemplo: Ballestas unidas por balancín

3. 5759 '1400

_ "" 2.90.256.60

Determinar las ballestas simétricas de los dos ejes traseros de un vehículo, unl. das mediante un balancín. Carga estática máxima sobre las ballestas de un mismo lado, P = 9050 kg. Brazos del balancín:

m=130mm

y

De la tabla, K = L,2.

_ PL3K _ " - 4Ena"3

5759.L4003

Pr-n Pzm

P1

Pl +P2=nn+m

.L2

4 .22500. 9 . 90 . 4096

Carga estática máxima sobre cada ballesta. En eje motriz:

hojas

Flecha:

,.7

n=227,5mm

t

= g,74

= 63,5 mm

Flexibilidad:

f = 63,5 I 5759 = 0,011 mm/kg

Rigidez:

k=1/f=90,9kg/mm

máxima admisible: Carga dinámica P', correspondiente a la fatiga y sustituyendo: Considerando la fatiga máxima 100 kg/mm2 Pr = 5759 kg

3P'L

11

Pz

= 3291 kg

La flecha de cada ballesta ha de ser la misma para cualquier carga estática, esto

exige que:

= ------

2aeto

2 90'256'9'100 =g874ks P'_ ' 3.1400

9874 kg cederá 109 mm' Por tanto, si con 5759 kg cede 63,5 mm, con

A=ft'Pt:fz.Pz

del recorrido de la ballesta' para como el tope metálico ha de estar a -109 mm que el exceso de la carsa tánsiOn a" rOO r.glrm2, ello obliga a ra Lstática, 6 na de sopoftar et tope elástico. totar dinámi.u, ,upr"rtliiJóoi"

;;';p;iá

Ballesta eje motriz Material

= 22500 kg/ mm2

Módulo elástico

E

Límite elástico

720 kglmmz

i"

P" =2P

-P'

P" = 11518

- 9874 = t644 kg

Frecuencia:

., 1tr

Dimensiones

Longitud activa

1400 mm

Ancho de la hoja

90 mm

Espesor

16 mm

'n=r{pt 1 |t- g,er'ro3 *: "0,011 2.3,14

Nota: El espesor de 16 mm ha sido elegido después de haber probado con otros espesores y considerar este el más adecuado. Tensión de cortadura, con dos hojas de refuerzo:

t-

I

3.s759 = 1,99 kg lmmz e0(2 + 1)16

¡

11

5759'

=1,98v/s

= 118 vibraciones Por minuto

Ballesta eje suPletorio Condición imPuesta:

A=h'Pt=fz'Pz=63,5mm o=60kg lmm'

Tensión de trabajo

Carga estática sobre eje supletorio:

Pz= 329L kg

susperustótrl

rrucr¡uenÍn oe venÍculos

una vez sustituidos en De los valores anteriores, los que más se acercan

Material:

= 22500 kgl mm2

Módulo elástico

E

Límite elástico

720 kglmm2

PL3K p-

4Enae'

Son:

Dimensiones:

Longitud activa

1000 mm

Ancho de la hoja

90 mm

K

si la flecha ha de ser la misma en ambos ejes para cualquier carga, se tiene por un lado que:

4Enaer

+. .:2500.n . 90.e3

63,5

3291.10003 .1,3 = 68,7 4 -22500 15.90.83

mm

AcePtada

de recorrido de la ballesta, y el tope elásEl tope metálico ha de estar a 109 mm

tico deberá absorber la carga dinámica restante' Si se supone la dinámica el doble de la estática:

Y para la flecha máxima de 109 mm del eje motriz

3291'109

(v-

,"-= 3'129t, - =2,2lkg/mm2 2 90(2+1)8

pL3K _ _-- 3;91 .10003.1,2 rv V) _ bJ,5 tTltl'l = = - -------; = r-

-

para la carga estática ha de ser 63'5 mm' = 1,3 (según tabla) y como la flecha

Tensión de coftadura, con dos hojas de refuerzo:

Para la carga estática máxima

P'

e=8(7,9)mm

n = 15

= 5649 ke

P"

=329L'2-5649

= 933 kg'

Este valor se hubiera obtenido '1u.-'nrente mediante la relación del balancín

9874 (Carga dinámica eje motriz) Manteniendo !a fatiga máxima yendo en:

"' =

'

EjemPlo

7301227,5 = 5643 k9

ie r00 kglem2 igual que en el motriz

y sustitu-

3PJ !_5t62!! ' 1rt r) = 2ae2o 2.90.e2 .t l0

ne2=

3. 5649.1000 2 . 90. 100

= 947,5

(1)

o-

Ballesta asimétrica

y las longitudes de.las los ejes, motriz y entre de carga ballestas, definir estai, para que el reparto el supletorio máxima, ¿;iuiioirá, qu" c ,n la carga estática il¡"ürá,; f..,ugu kg más que antes' ahora soPorte 518

balancín En el vehículo anterior, conservando el mismo

Carga estática máxima sobre las ballestas: 5500 kg Eje motriz 3550 kg

Eje suPletorio

Tensión de trabajo: O=-

:

Longitudes a, b, c Y d de las ballestas:

3PL

2ae¿n

d*b=1400mm

c*d=1000mm

3 .3291 .1000

m=130mm

n =227,5 mm

= 58,256 kg 2.90 .947,5

I

mm2

f = 63,513291 = O,019 mm/kg Rigidez: k = Uf = 52,6 kglmm Para determinar el número de hojas y su espesor se dan valores a n en (1). Flexibilidad:

o=11 n=13 n=15 fl=16

e = 9,25 mm

e=B,5mm g=7r9mm e = 7,67 mm

apartado de ballestas asimétricas: Tomando las mismas anotaciones que en el

a'm(c+d)(Pi+Pj)

(P"z

-

P"zo)

(a+

b) = P"2'

b

(2)

(P"3

Dividiendo (2) v (3)

o

(Pí

-

Píu) (a + b)Pí

l= W-wJG+dW

Pí¡

-n Pi-m

(r)

' - d'n(a+b)+a m(c+d)

(4)

-

P"¡.) (c + d) = P"3'

c

(3)

SUSPENSION

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3550

Sustituyendo en (1) y (4) 3550 =

a .130 . 1000 . 9050

a b

d.227 ,5. 1400 + a . 130 .1000

11306,75. 10s d + 4615. 10s a =LL765. 10s a 17306,75 d = 7150 a

3000 a =2259

a/d:

a = 601,3

b c

1,58

10. Mantener ballesta simétrica en el eje motriz y asimétrica en el supletorio.

y y

a=700mm b=700mm

5500

d=443,03mm

Pj'c)1000

-

5500

7,75 P"3¿= 7,39 x 3550

a

3ooo

mm Y

b =798,7 mm

c looo -

l29l c-2500

556,96

-

= 7,75

'

P"za

= 5500

-

2748,95 = 275L,05 kg

P"3d= 3550

-

1570,83 = Lg79,t7 kg

para la 3a condición' Calcular la ballesta del eje motriz,

P=P"zalP"zb P = 3000 + 2259 = 5259

kg

e = 16 mm (desPués de Probar)

L,39 P"3¡

P"zb

Resultando dos ballestas asimétricas' de ser iguales' Las flechas de ambas ballestas han

b = 798,7 mm E = 22500 kg/mm2

P"3,= 1570,83 kg

0,36 P":c = 565,5

1570,83 = 2748,95 kg

a=90mm o = 60 kg/mm2 Número de hojas: Para cualquiera de los dos brazos

2o Simétrica en el eje supletorio y asimétrica en el motriz.

^-3'2Pi'2Li-3'6000'1-202'6 2.90.162 .60 o

Se haría de forma similar

Si

rr

3o. Repaftir la carga entre los soportes de las ballesta de la siguiente forma:

P"3d = 2500 kg

lz¡ = t.ls

=7,82

n=Shojas

2aez



fuera 14 mm

ñ = 10 u 11 hojas

Flecha para la carga máxima estática 4PL3d[ Ll

P"zu= 3000 kg

P{,

-

a = 601,3 mm

c=556,96mm

-7,75P{c)1400.3550 700

(3550

-

1400

2259

2500' 1000 - 2500 c c=659,45mm Y d=340,55mm

El problema se presenta con seis incógnitas y cinco ecuaciones, para su resolución se ha de fijar una cond¡ción más como:

(5500

3000

=

1291 c =

a+b=1400 c+d=1000

b c

2259

1400 -2259 a

c 2500. d= 6t'

=r.75

Pii,

'

c*d=1000mm

(ss00 -P;;) 1400 .35s0 (3ss0 - Pí:)1000 ss00

Pí,

Pí =2259k9

P{, = 1291 kg

P{,

P"zb

*

P"3r= 9050

-

5500 = 3550 kg

- Enae3 L2+ Enaer L' ^" -+PÉ,«4 n=Bhojas K=t,2 L

= 1400 mm

L¡= 601,3 mm

L¿

= 798,7 mm

SUSPENSIÓN

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5259.60733 .7,2 798,72 4.5259.798,73 .1,2 60732 a- 422500.8.90.163 = 62'75mm ,roF -.rsoo

€.ó.1ÉÑ

146,35 mm. El tope metálico ha de limitarlo a 146,35 mm'

Ejemplo: Ballesta parabólica calcular la ballesta delantera, tipo parabólica, para el vehículo del primer ejemplo.

Carga con vehículo

es si con la tensión de trabajo para la carga estática,5o,7 kg/mm2, el recorrido será kg/mm2, 100 74,2 mm, para la tensióñ *á*¡ru de trabajo, considerada

cargado

La carga dinámica correspondiente 5917 k9'

si la carga dinámica máxima fuera 3 veces la estática P, la goma ha de sorber:

3000 kg

Longitud

1480 mm

Ancho

90 mm

Módulo elástico

E

Tensión máxima

120 kg/mm2

P" =

3'

3000

- 5977 = 3083 kg

dinámico será: Si la capacidad del tope elástico fuera de 1800 kg, el coeficiente

(59t7 + 1800)

= 22500 kg/rnm2

/

3000 = 2,57

Centro de rotación de la ballesta

En este tipo de problema se frja una frecuencia deseada y a partir de ella, se cal-

cula: la flecha, el numero de hojas y el espesor de ellas en su centro. Manteniendo la frecuencia de:

N=110v/min. N=1,83v/s; N=l.E 2n \A

de aquél afec' Por ir unido al eje las bielas de la dirección, cualquier movimiento

ta a la timonerí,a del conjunto de la dirección' de la ballesta, para Es muy importante conocer la situación del centro de rotación de la funcionamiento el en de la ballesta, su influencia qué

üO.ihuriu

flexión

timonería del coniunto de la dirección es permisible'

A = 74,2 mm Flexibilidad:

a=P.f

Rigidez:

k= 7 I f = 40,43

Cálculo de h

f = 0,02473 mm/kg kglmm

y número de hojas:

PLta= 2Eah'n

o-

3000 .14803

2.22500.90.n.h3

=74,2 mm

n h3 = 32362,9

Figura 12.13

n=4

h = 20,05 mm

fl=3

h = 22,05 mm.

Tensión de trabajo para la carga estática:

3PL 3 3000 1480 \,__ - Zanhz 2.90.n.h2 Paran=4 Paran=3

y

h = 20,05 mm

y

h = 22,05 mm

o = 46 kglmmz

o = 50,7 kg/mm2 Ambas soluciones son aceptables, por lo que se ha de elegir una, por ejemplo, la segunda.

ab-

Muelles helicoidales siguiendo las fórmulas dadas en cualquier tratado de mecánica.

SUSPENSION

INGENIERIA DE VEHICULOS

por: La flexibilidad para ángulos pequeños viene dada

2 = BPD3n

Flexión:

f=bsencr

Gd4

4-_

Tensión:

8PD rc

Tensión de torsión:

.dr

Módulo de elasticidad

G

d

Dy

cx, ángulo de torsión M =- P'b 1=lo 0,2'd' d/ /2

Por 100 kg

Diámetro medio del muelle y del hilo.

Resoftes de goma por ser el conHan sido utilizados más en vehículos industriales que en turismos,

Barras de torsión En vehículos ligeros, el muelle compuesto de hojas, se suele sustituir por muelles de torsión, con la ventaja de más fácil acoplamiento y menor peso.

trol de su deformación difícil. y posición en el veEstos tipos de resortes pueden trabajar, según su diseño poca rigidez, y después hículo con rigidez variáÉfá, al inicio mái O¡en á cortadura, a compresión, con bastante rigidez.

ResoÉes de aire o de gas

Figura 12.15

ML

pistón o fleun volumen de aire o gas, encerrado en un depósito rígido.con un *¡U1", pue¿e servir de iesorte para la suspensión de un vehículo. con la presión inteLa carga a la que se puede someter está en función directa pequeñas oscilaciones y grande l.iár- rrto hace que la rigidez sea variable, para

Glo

para las altas.

Figura 12.74

La ecuación general de la torsión es: o_ tr--

O M P b Ly

El ángulo de torsión en radianes

Momentotorsor M=P.b

d

.t_ 'o-

32

que requieren un buen confort como en autobuses.

Suspensiones coniugadas

Longitud del brazo

de un mismo Llan:ada así por la comunicación que existe entre la suspensión El objeti' hidráulicamente. o pueáe mecánica ser lado del vehóulo. La conexión del transversal eje del generan alrededor que Se vo es reducir las oscilaciones ella. de detalles muestra figura La turismo. vehículo, se emplea en goma, que hace de mueLa suspensión en este caso, la compone una masa de con una válvula en pieza metálica por una ¡",ll"depósito de aceite dividido

Módulo de elasticidad a cortadura

n.da

tr.iárui, y en aquellos

Carga

Longitud y diámetro de la barra

G

grande como en las cabezas Es útil en vehículos donde la variación de carga es

SUSPENSION

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1

Entrada y salida de aire

1 Goma elástica

2 Válvula-pistón

2 Válvula

3 Cámara de aire

3 Depósito diafragma

4 Aceite

Flgura 12.16

su centro, que actúa cuando el diafragma de goma, unido al eje, empuja lo suficiente, dejando pasar el aceite y actuando como si fuese un amoftiguador.

Suspensión neumática con amoftiguador Figura 12.18

Suspensiones neumáticas Este tipo de suspensión se utiliza en su forma puramente neumática y semineumática, casi exclusivamente, en autobuses y vehhulos industriales, y en su forma hidroneumática en turismos. La primera consiste en depósitos de goma sometidos a una presión de acuerdo con la carga. La presión está regulada por una válvula, permitiendo mantener la altura del vehículo constante. El aire a presión que es requerido se suministra desde un calderín auxiliar, alimentado por el mismo compresor que los de frenos, con su válvula de rebose.

requiere de otros elementos' cuando la suspensión es totalmente neumática, y mantengan los eies y transversales, iongitudinales ü ñ"il;lá, "rfr.ás situadas' ientemente uti n"ad'or. Ba rras estabi lizadoral conven de ballesta y coiín neumácuando la suspensión es una combinación de resorte tico, se le llama semineumática'

bio de presión en su interior' como susas.

1 Depósito de aire 2 Válvula 3 Calderín

4 Pistón 5 Eje 6 Compresor

delveh.ículo es función de su funcionamiento es el siguiente: en vacío, la altura la carga las ballestas tienden a la flecha de la ballesta. Ct]ando se incrementa este momento y de forma automádeformarse variando la alirá ¿"f vehículo. En incrementa la presión en tica, la válvula n¡vefaalla Ae táiuspensión neumática, del vehículo, impidiendo que los cojines trasta que ie restablece'la altura inicial las ballestas se sobrecarguen' La suspensión neumática requiere amoftiguadores'

Suspensión neumática Figura t2.17

por

mixto de gas y aceite' separados ambos' hi proindica en lá figura' el gas hace de colchón med porcsuaveyalmi§motiempounaestabilidadmuy

El

buena.

suspetslÓt'l

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Hidráulicos de que la fuerza de amotiigue mediante el paso cone una válvula conveniente-

hidráulico a proporcional ás érá.¡¿n íáa¿o del aceite de un d El amoftiguador

1 Muelle 2 Acumulador

3 Pistón 4 Eje 5

mente regulada.

Válvula

6 Regulador de presión 7 Bomba de aceite B

1

Funda

2 Válvula 3 Pistón

Deposito de aceite

4 Cámara de gas

Figura 12.19

1

Funda

4

Válvula Pistones

2 Cuerpo 3 Aceite

/)

5

Amortiguación La energía desarrollada cuando la rueda Supera un obstáculo, no eS deseable que se transmita a la masa suspendida del vehículo. Para que sea la menor posible, y con una frecuencia de oscilación soportable por los pasajeros, se dispone para ser absorbida (transformada), del rozamiento entre las hojas, como en el caso de suspensión por ballesta, con o sin la ayuda de un amortiguador, o con sólo intervención del amortiguador, como en el caso de suspensión con ballesta parabólica o muelle helicoidal. Cuando la amortiguación se hace por rozamiento entre hojas, la sensibilidad es grande, trasmitiéndose al bastidor los choques, incluso cuando los obstáculos son pequeños, por tanto, hoy día, la tendencia es que la amortiguación se haga con equipos adecuados para ello, disminuyendo todo lo posible dicho rozamiento mediante grasa o láminas de material idóneo entre hojas.

Figura 12.20

Estabilizadores forma de normalmenLos estabilizadores son barras de torsién hechas en de una curva t", q*i.ti,án cuando la carrocería tiende hacia un lado por efecto a ello' o Lñ uacl',e, creándose un par torsor que se opone

Amortiguadores La misión del amortiguador es reducir cuanto antes las oscilaciones de la masa suspendida, y como consecuencia/ por fluctuaciones de la misma, que las ruedas pierdan contacto con el suelo. Además, un muelle cuando está en oscilación, puede recibir un nuevo impacto haciendo que Se superpongan las dos oscilaciones y alcance amplitudes muy peligrosas. Para evitarlas es imprescindible el uso de los amoftiguadores, frenando los movimientos de oscilación.

Tipos de amortiguadores De fricción El amortlguador de frlcclón, se ha utilizado mucho en los automóviles, hoy en desuso, por no dar las prestaclones exigidas a una buena suspensión.

Figura

t2.2t

Capítulo XIII: Frenos

Frenos en cuenta, de forma muy geneEn la descripción de este capÍtulo se ha tenido según áXgienOg al.sistema de frenos unos requisitos ral, la legislactón capíel en encuentra se por categoría categoría de los r"ni.uü-á. iáilutli.u.ión tulo de Pesos Y Dimensiones' y seguan deceleración media, distancia de frenada

vigffi

al durante la frenada). Para esta última, se requiere delanteras' piioridad de bloqueo en ruedas ?ll:T-?' que sea asl' rminada. Lo ideal, y se tiende a ello, es

para cualquier adherencia disponible'

Envehículosdedosejes,laprioridaddebloqueoenruedastraserastiende

' durante la frenada al giro sobre sí mismo, + semirremolque), la prioridad en rueEn vehículos articulados (cabeza tractora las dos unidades, «tijera>>. La priodas traseras del tracior ün¿e al pliegue de da lugar a una falta de conridad de bloqueo ¿e las iuedas dál sám¡rremolque trol en la dirección. por los Estados Miembros de la unión A los vehículos N3 les podrá ser exigido el 31-3-2002. el sistema Áas. partir del-31-3-2001, en España

Europea,

Generalidades

de órganos del vehículo que tiene El dispositivo de frenado lo forma el conjunto su velocidad, hacer que se detenga o

oor función disminuii progresivamente 'mintenerto inmóvil si se encuentra ya parado' Debe cumplir las siguientes funciones:

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Frenado de seruicio El freno de servicio debe permitir al conductor el control del vehículo en marcha, deteniéndolo de forma segura y con la eficacia exigida en la reglamentación, cualquiera que sean sus condiciones de velocidad, carga y pendiente de la carretera. El conductor deberá conseguir la frenada desde su asiento sin que tenga

que separar las manos del volante.

Frenado de

soarro

El freno de socorro deberá permitir la parada del vehículo en la distancia máxima prevista, según la categoría del vehículo, en el caso de que falle el freno de

seruicio. El conductor deberá conseguir la frenada desde su asiento y controlando el volante al menos con una mano.

.

.

mando del cualquiera que fuese la carga del vehículo, cuando se accione el eficaz todavía ser dispositivo de frenado de éervicio, este último deberá sobre un número suficiente de ruedas' la fuerza que se Dichas ruedas se deberán elegir de tal modo que, cuando del disposiejerza sobre el mando no supére los 700. N, la eficacia residual preseficacia la de xolo a igual mínimo como sea tio de frenado de servicio crita para la categoría a la que pertenece el vehículo:

Vehículo cargado con su peso máximo:

Vehículo en vacío: Categoría M1, M2,

Frenado de estacionamiento El freno de estacionamiento deberá permitir el mantener el vehículo en un decli-

ve ascendente o descendente, en ausencia del conductor, y con un mecanismo que sea puramente mecánico.

Características de los dispositivos de frenado Los dispositivos de frenados para el freno de servicio, socorro y estacionamiento, podrán tener partes comunes siempre que se cumpla lo siguiente:

.

Deberán existir dos mandos como mínimo e independientes para el freno de servicio y de estacionamiento,

. si el freno de servicio

y de socorro tuvieran el mismo mando, el dispositivo del freno de estacionamiento podrá activarse cuando el vehículo esté en marcha.

En caso de rotura de algún elemento que no sean los frenos propiamente dicho u otros elementos considerados en el reglamento como de no posibles fallos en ellos, como pedal, cilindro principal, etc., el dispositivo de socorro, o la parte del dispositivo del freno de servicio que no quede afectada por el fallo, deberá ser suficiente para detener el vehículo en las condiciones exigidas para tal caso, de frenado de socorro.

si el freno de servicio y el freno de socorro dispusieran de mandos independientes, el accionamiento simultáneo de dichos mandos no deberá tener como consecuencia el que ni el freno de servicio ni el de socorro entren en funcionamiento, incluso cuando uno de ellos estuviere defectuoso. En el caso de que fallase algunas de las piezas integrantes de la transmisión del

freno de servicio deberán cumplirse las siguientes condiciones:

X=30

(todas las categorías)

Categoría M3 Y N3

Nl,

N2

X=

25

X=30

transmisión del Lo anterior no es aplicable a los vehículos tractores cuando la tractor' la del de independiente sea freno de servicio dei semirremolque ésta puede ser cuando se tiene una fuente de energía que no sea la muscular, los dispositivos de única si en caso de fallo parcial en ei si ;tema de transmisión seguir con deberá por la avería á" ii.nuáo del vehículo, la pafte no afectada para el prescrita la eficacia energía suficiente .oro'purá purut el vehículo con frenado de socorro. todas las ruedas del veEl dispositivo de frenado de servicio debe actuar sobre ñi.rlq y su acción repartida cenvenientemente entre los ejes y simétricamente entre las ruedas de un mismo eje'

manual o El desgaste de los frenos deberá ser compensado bien de forma automáticamente. En los dispositivos de frenado con transmisión hidráulica:

.

del nivel del lírquiLos depósitos estarán en sitio accesible, con fácil control

que avise al conductor do, sin tener que abrirlos o bien una señal luminosa frenos' El del descenso que suponga un peligro para la actuación de los por el fácilmente pódrá rer comprobado buen funcionamiento' de la señal conductor. al avería parcial en el sistema de transmisión deberá ser anunciada visiser Deberá roja. luz una de dotado conductor mediante un dispositivo por el ble incluso ¿e diá, y el estado de la bombilla fácilmente comprobado

. Toda

conductor.

un depósito de Todo vehículo equipado con un freno accionado a partir de ello sea nececuando áeuerá ástár dotado además de un manómetro luminosa en o acústica "nárgiu, sario] de un dispositivo de alarma que emita una señal

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todos aquellos supuestos en que, en cualquier parte de la instalación situada por delante de la válvula de control, la energía descienda a un valor igual o inferior al 65 o/o de su valor normal.

Pruebas de frenado y prestaciones

Frenos aux¡liares o auxiliares a los de fricción y sonl eléctrico' Son normalmente complementarios fa v"loiiJá¿ del vehículo sin la intervención hidrodinámico y de motor, moderan ventajas de mayor vida en éstos de los frenos de servicios, con las consiguieÁtls coesuP_erficies de fricción con un alto y mayor seguridad utai, ái párrun".",. lás poi t"*p"tutura baja, ante cualquier emergencta'

i¡.i"nt",

La eficacia de los dispositivos de frenado está basada en la distancia de frena' do, Se toma como base, bien la distancia de frenado o el tiempo de respuesta del dispositivo y de la deceleración media en un funcionamiento normal.

Estosfrenosauxiliaresrecibenelnombrederetardadoresylosmásempleados

La distancia de frenado será la distancia recorrida por el vehículo desde el momento en que el conductor accione el mando del dispositivo hasta que el vehfculo se pare.

Freno motor o de escaPe

Para la homologación se ha de cumplir una serie de pruebas que están recogidas en la Directiva correspondiente, en sus anexos II y III, también en el Reglamento 13 de las Naciones Unidas.

son:

Actúa|mpidiendolasalidadelosgasesdecombustión,medianteunaválvulatipo tubo dá escape y accionada por el conducmariposa o guiilotina];ü;.;.-et o n"rÁáÍ.o' Rl'tnitmo tiempo se corta el tor, mediante ,n sisíemá mecánico suministro de combustible' Freno hidrodinámico al que se hace actuar a la inversa' el árbol de transmisión, solidario el receptor inmóvil y fijo al bastidor rma en calorífica, por lo que requlere de or, Por la ProPia agua del sistema

Sistemas de frenos Un sistema de freno lo forman los siguientes componentes básicos:

. . .

El mando La transmisión El

motor o Por alre.

freno propiamente dicho

-El mando es accionado por el conductor con el fin de proporcionar y controlar la energía necesaria, bien muscular del conductor.o procedente de otra fuente de energía. Hay accionamientos automáticos como, por ejemplo, cuando el sistema

de freno de un vehículo remolcado se desconecta del tractor. La transmisión es el conjunto de elementos situado entre el mando y el freno propiamente dicho. La transmisión puede ser mecánica, hidráulica, neumática, eléctrica o mixta. Cuando el frenado se realiza mediante una fuente de energía independiente de la del conductor, pero controlada por é1, la fuente, su almacenamiento y los dispositivos de regulación que tal dispositivo implica, se considerarán asimismo parte de la transmisión. El freno propiamente dicho es el órgano donde se desarrollan las fuerzas que se

al movimiento del vehículo. El freno puede ser de fricción,

eléctrico, hidráulico y de motor. En él se transforma la energía cinética, que en un momento dado posee el vehhulo, en energía calorífica, bien en su totalidad en caso de parada o parclalmente, para reducir la velocidad.

oponen

-

Fuente Energfa

y el eje motriz' Está constituido por un rotor' se coloca entre la caja de cambios fijo al bastidor o carrocería, pory unido al árbol de transmisión de un "r[tor, désde el alternador del motor o tador de una serie áá OáO¡nár alimentadas que inteocasiona un campo magnético baterías del vehículo. El giro del rotor

raccionaconelcreadoporelestator,dandolugaraunparqueseoponealmovimiento (Corrientes de Foucault)'

pesados y su uso transmite a la atmósfera' son El calor disipado en el proceso se temperatura que se

un nesgo la alta limitado a vehículos en los que no suponga 700 grados centísrados' tos ¿é orden atcanza cuando

t";;;il;;;Jel

Sucapacidaddefrenadosepuederegular,segúnelvalordelacorrienteeléctrica'

Clasificación de los sistemas de frenos se pueden clasificar según: Los sistemas de frenos convencionales

De forma esquemátlca:

Mando freno

Freno eléctrico

-

Transmisión

-

Freno y/o

-

Toma remolque

- Objeto

INGENIERIA DE VEHICULOS

-

Tipo de energía usada Tipo de transmisión y número de líneas

10 Según su objeto Los requerimientos legales exigen frenos de servicio, socorro y estacionamiento. El freno de servicio se usa para reducir la velocidad, para mantenerla controlada, por ejemplo bajando una pendiente, o para detener el vehículo. El freno de socorro actúa cuando el freno de servicio falla, asumiendo su función

pero con menor efecto. No es necesario que sea un sistema independiente de aquel, sino el circuito que queda intacto de los dos del freno de servicio o una varíante del freno de estacionamiento. El freno de estacionamiento realiza la tercera función del sistema de frenos, pudiendo incluso ser efectivo cuando hay fallo de aporte energético hidráulico o neumático. Por esta razón debe haber una conexión mecánica entre su mando y el freno en rueda. Actúa sobre las ruedas de un mismo eje. 2o Según

cuito, de tal forma que en caso de fallo en uno, permanezca operativo el otro, con Una eficacia suficiente como para actuar como freno de socorro. En vehículos de turismo el diseño de los circuitos puede ser realizado de la siguiente forma:

- Un circuito frena el eje delantero y otro el trasero. - Un circuito frena una rueda delantera y la opuesta trasera, el otro las otras dos.

- Un circuito frena los dos ejes y el otro sólo el delantero. - Un circuito frena el eje delantero y una rueda del trasero y el otro circuito el eje delantero y la otra rueda del trasero.

-

Los dos circuitos frenan los dos ejes.

En los vehículos articulados o en trenes de carreteras, en el vehículo tractor hay un equipo adicional, tanto para el suministro de energía como para el mando del vehículo remolcado. La transmisión de energía se puede hacer mediante una

eltipo de energía usada

Dependiendo de que el sistema de freno sea operado sólo por la fuerza del conductor, o parcialmente o nada, se clasifican en:

- Sistemas que actúan solamente mediante la fuerza del conductor. - Sistemas ayudando al conductor y - Sistemas con Ia aportación energética necesaria independiente del conductor.

tiene normalizada su conexión, siendo imposible el error. En las figuras siguientes se representan esquemáticamente algunos de los siste-

mas de freno.

El primero se emplea en turismos y vehículos industriales ligeros. Aplicando la fuerza sobre el pedal o palanca de freno de mano, y con transmisión de esfuerzo mecánica o hidráulica.

El segundo se emplea en turismos y vehículos industriales ligeros y medios, sumando a la fuerza ejercida por el conductor (mediante un servo), la generada mediante aire comprimido, o por vacío, o fluido hidráulico. La transmisión a los frenos es mecánica o hidráulica, Debido a la conexión continua entre el mando y el freno, el vehículo puede ser frenado por el conductor sin la fuerza auxiliar en caso de fallo, con efecto reducido y con mayor esfuerzo.

I t4

El tercer sistema es empleado en vehiculos industriales medios y pesados. El vehículo es frenado exclusivamente por la fuerza generada mediante aire comprimido o por vacío, o fluido hidráulico. El conductor sólo actúa sobre el mando.

30 Según e!

tipo de transmisión

La transmisión de la energía a los frenos mediante un sólo circuito, no es admisible legalmente por cuestiones de seguridad. Se hace mediante un doble cir-

1 Compresor 2 Reg. de presión 3 Bomba anticongelante 4 Válvula protección de cuatro vfas 5 Calderín 6 Cabezal de acoplamiento 7 Válvula de drenaje agua 8 Válvula antirretorno 9 Amplificador 10 Válvula de control 11 Válvula freno estacionamiento 12 Válvula control remolque

13 cabezal de acoplamiento 14 Actuador de muelle Sistema de frenos de doble circuito, dos líneas, de energía asistida Por aire comPrimido

15 A eje delantero 16 Regulador de presión dependiente de la carga

17 A eje trasero

Figura 13.1

INGENIERIA DE VEHICULOS

El

trabajo desarrollado por la fuerza de frenada, hasta parar el vehículo, eS igual

a la energía absorbida. 1

T=Fle=)mv2

1

Pedal de freno

2

Amplificador

3

Cil¡ndro maestro

4

Depósito lírquido de frenos

5 6

Freno de d¡sco (delante) Regulador de fueza de frenado

7

Freno de tambor (detrás)

y La fuerza de frenada eS la Suma de las fuerzas de rozamientos, entre zapatas tambores o entre past¡llas y discos, dependiendo del tipo de freno. Las fuerzas de rozamientos son debidas a las fuerzas normales, que se aplican a las zapatas o past¡llas, originadas en las fuentes de energías; muscular, por la para acción del conductor, o a la presión del aire almacenado en unos calderines

tal Sistema de frenos, de energía muscular con ayuda y transmisión hidráulica sin ABS

fin.

+

y r su distancia al la periferia de la en centro de la rueda, y F1 el resultado de la misma aplicada Sea

F,.

la fuerza de rozamiento originada en uno de los frenos

rueda.

Figura 13.2

-tr'

F¡'R = Fr 'r

1 Rueda dentada y sensor 2 Cilindro empuje 3 Válvula control solenoide

4

(ABS)

r

Cuando Fr es superior a la adherencia se origina su bloqueo'

Calderín

5 Cilindro empuje con muelle 6 Válvula control soleno¡de (ABS/ASR) 7 Válvula doble comprobación 8 Válvula freno diferencial 9 ABS/ASR ECU

El valor de N depende de la carga

por la

10 Válvula control proporcional

11 Cil¡ndro control 12 Lámpara ¡nterruptor func¡onamiento 13 Luz aviso ABS 14 Lámpara funcionamiento ASR

Fr'R

ASR

Sistema de freno de cuatro vías con ABS/ASR para un camión 4 x 2

transferida por el efecto de la frenada, es decir

deceleración.

r

La fuerza de frenada Se ha de repartir convenientemente entre los ejes, de tal forma, que los frenos traseros no tengan prioridad de bloqueo con respecto a los ¿elanieás para adherencias menores a una prefijada, como Se verá máS ade-

lante.

Eficacia de frenado Se define como eficacia de frenado a la relación

Figura 13.3

F P

md m.g

d

d=F.9

s p,

Cálculo del sistema de frenos Se considera que el vehículo se mueve sobre un plano horizontal,

y con sólo la

intervención de los frenos propiamente dicho pues un vehículo puede ser detenido, independientemente de los frenos, por las resistenc¡as a su avance, o por las de avances más la resistencia que opone el motor, girando éste en vacío como una bomba de alre. En este caso su potencia res¡stente es aproximadamente la tercera parte de la que daría funcionando al mismo régimen.

La deceleración se Suele dar en tanto por ciento. Por ejemplo, si el valor de coefic¡ente de adherencia utilizado, es de 0,3 Y 9 = 10 mls2; d = 3 mls2' hay una deceleración del 30%. La distancia recorrida desde que actúa el freno hasta la parada es:

u' vz m.v2 % ='- 2.F¡ 2P.pt 2gv ---=-=-

v2 2d

INGENIERI,A DE VEHICULOS

v p d

Velocidad en el momento de la frenada

TJ

a-

Adherencia Deceleración

Para g

Si se tiene en cuenta el tiempo de reacción del conductor (entre 0,3 s y 7,7 s), 1 s, y el tiempo de respuesta del freno 0,6 s, según reglamentación, el espacio

Coeficiente o tasa de frenado z, es la relación entre la fuerza de frenado y el peso estático del vehículo'

Pg =

z=0,L)

16

(tasa) de frenado. La eficacia de frenado viene definida por el coeficiente

recorrido es: Recorrido total

v'116+e

Tiempo total inveftido

t = 1,6 + v/d segundo

Transferencia de carga durante el frenado De la figura se deduce:

La deceleración requerida en un momento dado puede variar, desde un valor pequeño hasta el máximo posible. Para frenadas normales el valor de p (utilizado) es del orden de 0,3 y para situaciones extremas de 0,6. En función de ello se dimensionan los frenos. Los frenos de un vehículo se consideran óptimos cuando la deceleración máxima generada por los mismos supera el valor de 0,6 g. y deficientes cuando no alcanza 0,4 g.

Terminología en el frenado A efecto de frenado, se debe medir el peso estático del vehículo en vacío y en carga, en horizontal y las ruedas en posición de marcha en línea recta. m

Masa total del vehículo

fI1 1

Masa que corresponde al eje delantero

lll2

Masa que corresponde al eje trasero

I

Aceleración de la gravedad

P

= ffi. 9=Pt+Pz

Peso normal sobre eje delantero

Pz=m2.9

Peso normal sobre eje trasero

m.g.b E

o. rr-_

P=ñ1 .9

t_

dt

v1-V2 t

Suma

T=J'm=Tr+Tz

horizontales

m'l

N1

-

y 2 se-

*,

=

m.g.b+m'l'h-N1 'E=0

af!.a#

Fuerza de frenada producida por la acción del dis-

son las fuerzas periféricas producidas por la acción de los dispositivos de frenado del eje delantero y trasero.

Nz =

h E

P-

N1

= P-Pr

N2=Q

-T1 -T2=Q

DespejandoNrY,comoPl'E=m'g'b

positivo de frenado, la cual se opone al movimiento o a la tendencia al movimiento del vehículo.

TtyTz

E

defuerzasvefticales m'g -

Suma defuerzas

Deceleración de frenada Deceleración media entre dos instantes 1 parados por un tiempo t

p. = m'9'a ''

Sean Nr y N2 las reaóciones en los ejes, en la frenada,

Suma de momentos

-dv , ,r=

Cargas vehículo estático

Peso total

Pr=fllt.9

Figura 13.4

= er +

rf

=

n

-tl= n -r:=

y

T=rT'l'J

.irl ez

= Pr +

-elz

Altura del centro de gravedad del vehículo Distancia entre ejes

Plz

INGENIERIA DE VEHICULOS

Coeficiente de rozamiento Coeficiente de rozamiento es la relación de la fuerza de rozamiento entre dos superficies en contacto y la fuerza normal que actúa entre estas superficies.

Coeficiente de rozamiento estático Coeficiente de rozamiento estático es la relación entre la fuerza periférica máxima posible (fuerza de frenado) de una rueda y la carga sobre esta rueda.

Tz

Fuerza de frenado en el eje trasero

r.,

.T= !

Coeficiente de frenado en el eje delantero

,,.T =!Z

Coeficiente de frenado del eje trasero

f1*12=L sitivo de frenado son más elepuede ProPorcionar sin Produo durante el frenado' Esto es, n al valor del coeficiente de rozamiento

Coeficiente de rozamiento de deslizamiento Coeficiente de rozamiento de deslizamiento es la relación entre la fuerza periférlca de una rueda (fuerza de frenado) y la carga sobre esta rueda, para una velocldad periférica de la rueda igual a cero, y una velocidad del vehículo diferente

de cero,

Coeficiente de adherencia Coeficiente de adherencia es la relación de la fuerza de rozamiento utilizada (solicitada) entre las dos superficies en contacto y la fuerza normal que actúa entre estas superficies.

En lo sucesivo, se denominará F al coeficiente de adherencia periférico entre neumático y carretera.

Cu¡vas de las adherencias utilizadas se denomina curva de las adherencias utilizadas en el eje (n) de un vehículo, la que se obtiene, para una condición de carga determinada, en función del coeficiente o tasa de frenado.

_T^ ü

tn =

(En la Directiva de dispositivos de frenado, F es f)

estático.

un vehículo, será un reparto ideal de las fuerzas de frenado entre los ejes de las ruedas y por todas en adherencia a la misn mismo tiempo se utilice

cuando al todas las ruedas frenadas se ello también, la mismá deceleración. El blocaje de g alcanzaría al mismotiempo. F=Jt: 9=)z:9 =J:

para alcanzar esta situación de equiadherencia, el sistema de frenos deberfa de presión, en función de .rtu1- áquipudo con oiipáiiiirot de iegulación continua la carga y en función de la tasa de frenado'

Representacióndelascurvasdelasadherenciasutilizadas estados de cargas siguientes: Las curvas serán establecidas dentro de los dos

- En vacío, en orden de marcha, - En carga.

con el conductor a bordo'

se tomará en consicuando existan distintas posibilidades de reparto-de carga, deración aquella en que el eje delantero es el más cargado' de carga y diferentes coefi' Los valores máximos de F1 y F2 para cada estado de vehículos' figucategorías distintas las a cientes de frenado, .o"átpoÁ¿¡*tes ran en la reglamentación.

(Más adelante se concretará),

Reparto de frenado Se denomina repafto de frenado en un vehículo, a la distribución de las fuerzas de frenado entre los ejes del mismo.

T=Tr+Tz

T Tr

Fuerza total de frenado Fuerza de frenado en el eje delantero

LosparesdefrenadasMl(ejedelantero)yMz(ejetrasero),Sonproporcionales de carga, la presión eS a las presiones p de r"*¡ iá. En vehículós sin rágulador igual para ambos ejes.

INGENIERÍA DE VEHICULOS

Mr=2CrP Mz=2Czp

M=2(Cr+Cz)p

Las constantes de proporcionalidad del freno propiamente dicho.

Cty

Cz dependen sólo de las características F,

rlt2l

Si r es la relación R, el radio bajo carga, el mismo para todas las ruedas (de ser distintos los cálculos se harían igual):

Tr

TrR

F F2

M,

r--!-t2 12- TzR= M2= C2 Ct

r es independiente de la carga del vehículo.

\ = = M, =2C,.P \+rz 1 Mr+M, M y \=2CtP I M

Figura 13.5

t,

rz=2CzP

lM

SiC=C1+C2

TC

C1+C2

I2

T2

Cz

T1+T2

con respecto a las traseras.

Tr-Cr

C1

C2

C1+C2

I -C =TQ

M,

T,.C= T!¿

M,.C = M!¿

=Mq -C

Si se traza una horizontal por la adherencia disponible en carretera en ese momento (por lluvia por ejemplo), la deceleración máxima posible nos viene dada por ei valor dez= J/g, correspondiente al punto de corte de la horizontal con la primera curva que encuentra. Si es la de F1, prioridad de bloqueo en ruedas delanteras, si es la de Fz en traseras'

Ecuaciones generales sustituyendo Tr =

_PzC1 CNr

.

'

Fr

Nr

Relación entre las adherencias utilizadas, Ft = f (Fz) De las ecuaciones.

PzC2

cNz

Fz=

PzC2

clp, \.-

p!r)

E- )

P1

(a+b)=Pb

P2(a+b)=Pa

Se deduce:

Fr=

Pzr

(r + 1) (*

. r.Or)

Deflnldo el valor de r (más adelante se verá), perm¡te el trazado de las curvas de las adherencias utilizadas en los frenos delanteros y traseros, en función del coeflclente (tasa) de frenado z. Las curvas han de cumplir con las exigencias reglamentarias.

F2C1a

Ft= o

(c,

*. r, f)+ rzacf

ycomo

C=Cr+Cz

Dividiendo por C2 numerador y denominador: F1

=

'r 'a b+F2 (r+1)h F2

Fz=

Frb r'a-F1(r+l)h

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g

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