documento nº1: memoria índice general - IIT

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DOCUMENTO Nº1: MEMORIA
ÍNDICE GENERAL
1.1 Memoria descriptiva
pág. 2
1.2 Cálculos
pág. 280
1.3 Anejos
pág. 329
2
1.1 MEMORIA DESCRIPTIVA
3
1.1 MEMORIA DESCRIPTIVA
ÍNDICE GENERAL
1.1.1. Panorama actual de los sistemas de transmisión en vehículos
1.1.1.1. El embrague
pág. 8
pág. 8
1.1.1.1.1. Necesidad del embrague
pág. 8
1.1.1.1.2. Realización del embrague de fricción
pág. 10
1.1.1.1.3. Disco de embrague
pág. 14
1.1.1.1.4. Mecanismo de embrague
pág. 18
1.1.1.1.5. Embrague de diafragma
pág. 20
1.1.1.1.6. Accionamiento del embrague
pág. 27
1.1.1.1.7. Embragues automáticos
pág. 35
1.1.1.1.7.1. Embrague centrífugo
pág. 35
1.1.1.1.7.2. Embrague electromagnético
pág. 38
1.1.1.1.7.3. Embrague automático servocomandado
pág. 40
1.1.1.1.7.4. Embrague pilotado electrónicamente
pág. 43
1.1.1.1.7.5. Embrague hidráulico
pág. 46
1.1.1.2. La caja de cambios
pág. 52
4
1.1.1.2.1. Necesidad técnica del cambio de velocidades
pág. 52
1.1.1.2.2. Determinación de las relaciones del cambio
pág. 57
1.1.1.2.3. La caja de cambios elemental
pág. 60
1.1.1.2.4. Constitución de la caja de velocidades
pág. 65
1.1.1.2.5. Funcionamiento de la caja de velocidades
pág. 70
1.1.1.2.6. Sincronizadores
pág. 76
1.1.1.2.7. Sincronizadores absolutos
pág. 81
1.1.1.2.8. Cajas de cambio de dos ejes
pág. 92
1.1.1.2.9. Supermarchas
pág. 101
1.1.1.2.10. Sistemas de mando en las cajas de velocidades
pág. 105
1.1.1.2.11. Características de las cajas de cambio
pág. 113
1.1.1.2.12. Transmisiones automáticas
pág. 118
1.1.1.2.12.1. Convertidor hidráulico de par
pág. 118
1.1.1.2.12.2. Cajas de cambio automáticas
pág. 123
1.1.1.2.12.3. Engranajes epicicloidales
pág. 130
1.1.1.2.12.4. Combinación de trenes epicicloidales
pág. 133
1.1.1.2.12.5. Elementos mecánicos de mando del
cambio automático
pág. 142
1.1.1.2.12.6. Elementos hidráulicos de mando
pág. 149
5
1.1.1.2.12.7. Funcionamiento del sistema hidráulico
pág. 159
1.1.1.2.12.8. Elementos eléctricos de mando
pág. 169
1.1.1.2.12.9. Cambio automático por variador continuo pág. 172
1.1.1.2.12.10. Cambio automático DSG
pág. 176
1.1.1.3. Transmisión del movimiento a las ruedas
pág. 181
1.1.1.3.1. Árbol de transmisión
pág. 181
1.1.1.3.2. Juntas universales
pág. 185
1.1.1.3.3. Puente trasero
pág. 190
1.1.1.3.4. Diferencial
pág. 196
1.1.1.3.5. Diferencial autoblocante
pág. 202
1.1.1.3.5.1. Diferenciales de deslizamiento limitado
pág. 205
1.1.1.3.5.2. Diferencial Torsen
pág. 217
1.1.1.3.5.3. Diferenciales de deslizamiento
controlado (embragues multidisco)
1.1.1.3.6. Transmisión directa a las ruedas
1.1.1.4. Sistema de propulsión
pág. 222
pág. 225
pág. 232
1.1.1.4.1. Propulsión del vehículo
pág. 232
1.1.1.4.2. Propulsión
pág. 234
1.1.1.4.2.1. Propulsión doble
pág. 240
6
1.1.1.4.2.2. Motor trasero
pág. 241
1.1.1.4.3. Tracción
pág. 243
1.1.1.4.4. Propulsión total
pág. 245
1.1.1.4.4.1. Transmisión permanente a un eje con
conexión manual del otro
1.1.1.4.4.2. Transmisión 4x4 permanente
1.1.2. La transmisión en un vehículo Fórmula S.A.E.
pág. 246
pág. 250
pág. 253
1.1.2.1. Introducción
pág. 253
1.1.2.2. El conjunto de la transmisión
pág. 253
1.1.2.3. El sistema de propulsión
pág. 256
1.1.2.3.1. Tracción
pág. 256
1.1.2.3.2. Propulsión total
pág. 258
1.1.2.3.3. Propulsión
pág. 259
1.1.2.4. El diferencial
pág. 261
1.1.2.4.1 El diferencial en competición
pág. 263
1.1.2.4.2. Tipos y funcionamiento
pág. 266
1.1.2.4.2.1. Diferenciales de fricción
pág. 266
1.1.2.4.2.2. Diferenciales viscosos
pág. 268
1.1.2.4.2.3. Diferenciales Torsen
pág. 270
7
1.1.2.5. Palieres y juntas homocinéticas
pág. 273
1.1.3. Agradecimientos
pág. 275
1.1.4. Bibliografía
pág. 276
8
1.1.1. PANORAMA ACTUAL DE LOS
SISTEMAS DE TRANSMISIÓN EN VEHÍCULOS
1.1.1.1. EL EMBRAGUE
1.1.1.1.1. Necesidad del embrague
La fuerza necesaria para propulsar un vehículo es proporcionada por el motor, cuyo
giro se transmite a las ruedas a través de un conjunto de mecanismos que
constituyen el sistema de transmisión (fig. 1.1). Las ruedas, apoyándose en la
superficie de la carretera se adhieren a ella, rodando y comunicando al vehículo un
empuje que se traduce en movimiento del mismo.
Constituye un requisito esencial la necesidad de desconectar la transmisión del
movimiento desde el motor a las ruedas, o conectarla suavemente cuando el
vehículo deba arrancar desde el reposo y, con este fin, se dispone el mecanismo
del embrague formando parte del sistema de transmisión.
La misión del embrague es la de cortar o transmitir el giro desde el motor hasta las
ruedas, a voluntad del conductor, para que el vehículo pueda desplazarse cuando
lo desee aquél, o permanecer detenido con el motor en marcha, así como efectuar
el cambio de relación en la caja de velocidades sin necesidad de parar el motor.
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El embrague debe ser lo suficientemente resistente como para poder transmitir todo
el esfuerzo de rotación del motor (par motor) a las ruedas y lo suficientemente
rápido y seguro como para efectuar el cambio de relación en la caja, sin que la
marcha del vehículo sufra un retraso apreciable. Además de esto, debe reunir las
cualidades de ser progresivo y elástico para que no se produzcan tirones ni
brusquedades al ponerse en movimiento el vehículo partiendo de la situación de
parado, ni cuando se varíe el régimen del motor en las aceleraciones o retenciones.
Aunque existen diferentes tipos de embrague, todos ellos pueden ser agrupados en
tres clases: de fricción, electromagnéticos e hidráulicos. Los primeros basan su
funcionamiento en la adherencia de dos piezas, cuyo efecto produce una unión
entre ellas que equivale a considerarlas una sola. En los embragues hidráulicos, el
elemento de unión es el aceite. Los electromagnéticos son los menos utilizados y
basan su acción en los efectos de los campos magnéticos.
El embrague está situado entre el volante motor y la caja de velocidades,
accionándose por medio de un pedal que gobierna el conductor con su pie
izquierdo. Con el pedal suelto, el giro del motor se transmite a las
ruedas,
diciéndose entonces que está embragado. Cuando el conductor pisa el pedal del
embrague, el giro del motor no se transmite a las ruedas, diciéndose entonces que
está desembragado. En la posición de parcialmente embragado permite realizar
una transmisión de movimiento progresiva. El embrague es, por tanto, un
transmisor de par motor.
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Figura 1.1. Sistema de transmisión
1.1.1.1.2. Realización del embrague de fricción
El embrague de fricción está constituido por una parte motriz, que transmite el giro
a la parte conducida, utilizando a tal efecto la adherencia existente entre estos dos
elementos, a los cuales está aplicada una
determinada presión que los acopla fuertemente
uno contra otro.
En
la
figura
1.2
esquemáticamente
la
se
ha
representado
disposición
de
un
embrague de fricción, donde puede verse el
volante motor (B) en el que se apoya (por
mediación de un casquillo de bronce) el eje
primario (C) de la caja de velocidades. Sobre un
Figura 1.2. Representación esquemática de
un embrague de fricción
11
estriado de este eje, se monta deslizante el disco de embrague (A), que recibe por
sus dos caras laterales unos anillos de amianto impregnados de resina sintética y
prensados en armazón de hilos de cobre, que son aplicados fuertemente contra la
cara del volante por el plato de presión (D) que, a su vez, es empujado por los
muelles (E), repartidos por todo el plato de presión y que por su otro extremo se
apoyan en la carcasa de embrague (F), que se mantiene sujeta al volante motor por
medio de tornillos, girando con él y obligando a hacerla a su vez al plato de presión
(D) que, por tanto, gira solidario del volante motor. El plato de presión (D) puede ser
desplazado hacia la derecha por medio de las patillas (H), que basculan sobre su
eje de giro en la carcasa del embrague. Este conjunto se encierra en un cárter
formado por el bloque motor y la caja de velocidades, para protegerlo del polvo.
Cuando el conductor pisa el pedal del embrague, un mecanismo de palanca
articulada (J) desplaza a la izquierda el tope o collarín de embrague (G) (cojinete
axial), que a su vez mueve las patillas (H), que basculando sobre su eje de giro
tiran por su otro extremo del plato de presión (D), que se desplaza hacia la derecha
venciendo la acción de los muelles (E). El desplazamiento del plato de presión hace
que el disco (A) quede en libertad y, por ello, aunque el motor esté en marcha, su
giro no se transmite al disco, por lo que el movimiento no llega a la caja de
velocidades y, por tanto, a las ruedas, es decir, el volante motor giraría y con él la
carcasa de embrague y el plato de presión, pero no el disco, puesto que no hay
apriete contra el volante por parte del plato de presión y, por tanto, está libre.
Si el conductor suelta el pedal del embrague, el tope (G) se desplaza hacia la
derecha por mediación del mecanismo de palanca (J). En estas condiciones, los
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muelles (E) empujan hacia la izquierda al plato de presión (D), que puede
desplazarse porque el tope (G) no ejerce presión en las patillas (H). El apriete del
plato (D) hace que el disco (A) quede aprisionado entre él y el volante (B). Debido a
esta presión y al material de elevada adherencia de que están hechos los forros del
disco, se efectúa una unión rígida entre el volante y el disco, por lo que el giro de
aquél es transmitido a éste, que a su vez hace girar al primario (C) de la caja de
velocidades, al que está unido por estrías, pasando así el giro de este eje a la caja
y de ésta a las ruedas.
La figura 1.3 muestra las posiciones de embragado y des embragado del
mecanismo, donde se aprecia que en la primera de ellas el disco de embrague A es
aprisionado contra el volante por medio de la maza de embrague (D), que en esta
situación se aplica contra el disco bajo la acción de los muelles (E). En la posición
de desembragado, al accionar el mando del embrague la maza de embrague es
obligada a desplazarse a la derecha por medio del tope de embrague (G) y las
patillas de accionamiento (H), comprimiendo los muelles (E). En esta situación, el
disco queda en libertad, sin ser oprimido contra el volante motor.
Cuando se desea iniciar la marcha de un vehículo que se encuentra detenido es
necesario vencer la inercia debida a su peso, lo que se traduce en un par resistente
importante, que es preciso superar desarrollando un par motor superior, lo que
solamente se obtiene en los motores de combustión a partir de un cierto régimen.
Por esta causa, una maniobra rápida de embrague, que implique un acoplamiento
brusco, produce el "calado" del motor, que girando a ralentí no es capaz de superar
el par resistente. Por el contrario, el patinado del disco en la maniobra suave de
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embragado contribuye a dar progresividad a esta acción y su suavidad al arranque.
Figura 1.3. Posiciones de embragado (izquierda) y desembragado (derecha)
En la figura 1.4 puede verse en sección la
disposición de un embrague de fricción, donde
se aprecia el emplazamiento del disco de
embrague (A) entre el volante del motor (B) y el
plato de presión (C), cuyos muelles le empujan
apoyándose en la carcasa de embrague (D),
fijada al volante motor.
Con el fin de que no se produzca un
deslizamiento relativo entre el disco y el volante
motor durante la transmisión del movimiento, es
Figura 1.4. Embrague de fricción
seccionado
14
necesario que la presión ejercida por los muelles y la adherencia de las superficies
de contacto sea la adecuada, debiendo establecerse en base al par motor máximo
que deba transmitirse.
Cuando un embrague no es capaz de transmitir todo el par desarrollado por el
motor, se produce un deslizamiento entre las superficies de contacto (disco, volante
y plato de presión), con rozamiento y desarrollo de calor que deteriora rápidamente
el material adherente del disco.
1.1.1.1.3. Disco de embrague
Como el disco de embrague debe transmitir a la caja de velocidades y a las ruedas
todo el esfuerzo de rotación del motor, sin que se produzcan resbalamientos, se
comprende que sus forros deban ser de un material que se adhiera fácilmente a las
superficies metálicas y sea muy resistente al desgaste por frotamiento y al calor. El
más empleado es el formado en base de amianto, como ya se dijo, llamado ferodo,
que se sujeta al disco por medio de remaches (fig. 1.5), cuyas cabezas quedan
incrustadas en el mismo ferodo por medio de avellanados practicados en él, para
evitar que rocen con el volante motor y con el plato de presión, a los que podrían
dañar.
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Figura 1.5. Fijación de los forros al disco de embrague
El dimensionado del disco de embrague es una de sus características primordiales
y depende de la aplicación a un determinado vehículo, fundamentalmente del par a
transmitir y del esfuerzo resistente (peso del vehículo). En este dimensionado se
dan los valores del diámetro exterior y el espesor del conjunto de guarniciones.
Para dar flexibilidad al acoplamiento del disco con el volante en las maniobras de
embragado y hacer la unión progresivamente, para que no se produzcan tirones en
la marcha, debidos a los distintos regímenes del motor y las ruedas, se dispone el
disco de manera que el cubo estriado (A) (fig. 1.6), que se monta en el eje primario
de la caja de velocidades, se une al plato (B) al que se fijan los forros, por medio de
los muelles (C). El plato (B) está provisto de unos cortes radiales (D) en toda su
periferia y cada una de las lengüetas E formadas así se doblan en uno y otro
sentido, como muestra el detalle de esta figura.
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Figura 1.6. Estructura de un disco de
embrague
La figura 1.7 muestra esquemáticamente y en sección la disposición de los
componentes de un disco de embrague. Las guarnituras (G) se unen al plato (T) o
cuerpo del disco, que se enlaza con el cubo por medio de los muelles (R),
repartidos en toda la circunferencia de unión. De esta forma, la transmisión del giro
desde las guarniciones al cubo estriado (y por tanto al eje primario), se realiza de
una manera elástica, por medio de los muelles.
Figura 1.7. Dispositivo de progresividad del disco de embrague
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Constituido así el disco, cuando el conductor suelta el pedal del embrague, el
apriete contra el volante se realiza progresivamente, debido a la flexibilidad de las
lengüetas (E) (fig. 1.6), dobladas en sentido contrario unas de otras. El giro del
volante motor no se transmite bruscamente al eje primario, pues estando este eje
parado (caso de estar el vehículo detenido), cuando el volante comienza a arrastrar
al disco los muelles (C) actúan de amortiguadores, ya que el manguito estriado (A)
tiende a quedarse quieto, por estarlo el eje primario, al que va unido por estrías.
No obstante, a pesar de esta disposición del disco, la operación de embragar
deberá realizarse progresivamente y con lentitud, para que al principio exista
resbalamiento entre el volante del motor y el disco de embrague, con el fin de que
el movimiento de aquél se transmita progresivamente a las ruedas, pues si se
pretende acoplar bruscamente este movimiento (por ejemplo soltando el pedal del
embrague súbitamente, estando el vehículo detenido con el motor en marcha), se
producirá el "calado" del motor, pues es mucha la potencia que debe desarrollar
para empezar a mover el vehículo venciendo la inercia debida a su peso. Una vez
el vehículo en movimiento, el pedal debe quedar completamente suelto, para que
no exista resbalamiento entre el volante motor y el disco de embrague.
En el momento de embragar, el disco debe girar cada vez más rápido hasta
alcanzar el régimen de giro del motor, arrastrando consigo a las ruedas por medio
del sistema de transmisión. Como consecuencia de este funcionamiento, se
produce un deslizamiento en estas circunstancias, que no debe dañar al disco,
dadas las características de construcción del mismo. No ocurre lo mismo cuando el
deslizamiento continúa después de realizada la maniobra de embrague. En estas
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condiciones, debido al rozamiento entre las superficies de contacto, se produce un
calentamiento excesivo de los forros del disco, que puede llegar incluso a
quemarlos, diciéndose entonces que el embrague patina.
1.1.1.1.4. Mecanismo de embrague
El acoplamiento del disco de embrague contra el volante motor se realiza por medio
de un conjunto de piezas que recibe el nombre de mecanismo de embrague. De
este conjunto forma parte el plato de presión o maza de embrague, que es un disco
de acero con forma de corona circular, que se acopla al disco de embrague por la
cara opuesta al volante motor, como se vio en (C) de la figura 1.4. Por su cara
externa se une a la carcasa con interposición de muelles helicoidales, que ejercen
la presión sobre el plato para aplicarlo fuertemente contra el disco.
La carcasa de embrague constituye la cubierta del mismo, y en ella se alojan los
muelles helicoidales y las patillas de accionamiento, a través de los cuales se
realiza la unión de la carcasa o envolvente y el plato de presión. Esta envolvente se
fija al volante motor en su periferia por medio de tornillos.
Los muelles realizan el esfuerzo necesario para aprisionar al disco de embrague
entre el volante motor y el plato de presión, al cual empujan contra el primero,
apoyándose por su otro extremo sobre la carcasa. Se disponen circularmente y en
número de seis generalmente, de manera que resulte una presión uniforme sobre la
maza.
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La figura 1.8 muestra el gráfico
correspondiente
a
la
P (kg)
curva
característica (en este caso una
recta) de los muelles de presión,
donde se observa que el esfuerzo
necesario para el desembrague
aumenta
conforme
lo
hace
Carrera (mm)
Figura 1.8. Gráfica de esfuerzos en el mando del
el
embrague
recorrido del pedal. El punto (A) corresponde a la
posición de embragado, donde la presión ejercida
por los muelles es (P2), y el punto (D) corresponde
al desembrague, en la que los muelles ejercen
una presión (P1) superior a la anterior. La distancia
(C) es la carrera de desembrague.
Cuando se desgasta el disco de embrague por el
uso, los muelles se estiran, ya que para disco
nuevo son montados parcialmente comprimidos.
Con este desgaste, los muelles ocupan un
Figura 1.9. Disposición de montaje y
accionamiento del embrague
espacio libre mayor y, por ello, la presión ejercida es menor. Sobre el gráfico se
comprueba que para un desgaste (U), el punto de embrague (A) pasa a la posición
(A1), a la que corresponde una presión (P3) menor, debido a la distensión de los
muelles. Como la carrera de desembrague es invariable, el punto (D) queda
desplazado a (D1), y a medida que el disco de embrague se desgaste más, los
puntos (A) y (D) se desplazarán a la izquierda, pudiendo llegar un momento en que
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el punto de desembrague (D) alcance la posición (A) y, si el desgaste prosigue, la
carga del plato puede llegar a un mínimo inaceptable, lo que obligará a cambiar el
disco.
Los desplazamientos de la maza de embrague contra la acción de los muelles, en
las operaciones de desembragado, se obtienen por medio de unas patillas de
accionamiento. En la figura 1.9 puede verse la disposición adoptada por estas
patillas (A), que al desplazarse a la izquierda bajo la acción del tope (T) en la
operación de desembragado, tiran hacia la derecha del tomillo (B), que en su
movimiento arrastra consigo al plato de presión, al cual está unido por su cabeza.
Generalmente estas patillas se disponen en número de tres y su brazo de palanca
es el más adecuado para efectuar el esfuerzo necesario para el accionamiento del
embrague, sin que por ello deban someterse a cargas excesivas.
1.1.1.1.5. Embrague de diafragma
En la actualidad, los embragues
del tipo de muelles han sido
sustituidos por los de diafragma,
como
el
representado
en
despiece en la figura 1.10, donde
puede
verse
el
conjunto
de
Figura 1.10. Despiece de un embrague de diafragma
embrague 3, formado por la
carcasa, el diafragma (que sustituye a los muelles helicoidales), y la maza de
21
embrague, que presiona al disco de embrague 4 contra el volante motor 5 en
posición de reposo del mecanismo, en la cual la horquilla de desembrague 1
mantiene al tope de embrague 2 retirado del mecanismo. En la figura 1.11, puede
verse que el diafragma (A) lo constituye un disco de acero especial con forma
cónica, dotado de unos cortes radiales, cuya elasticidad causa la presión necesaria,
que aplica la maza de embrague (B) contra el disco (C).
Figura 1.11. Constitución de un embrague de
Figura 1.12. Detalle de fijación del diafragma
diafragma
El plato de presión (B) se une a la carcasa de embrague (D), por medio de unas
láminas elásticas (F), que la mantienen en posición, al mismo tiempo que permiten
el
desplazamiento
axial
necesario
para
las
acciones
de
embragado
y
desembragado. A la misma carcasa se une el diafragma por medio de los remaches (G) y los aros (E), emplazados ambos en la zona media del anillo circular que
22
constituye el diafragma.
La figura 1.12 muestra el detalle de esta unión, realizada de manera que, en
reposo, la zona periférica del diafragma ejerce presión sobre la maza de embrague,
como indica la flecha, apoyándose entre los aros elásticos y la fijación del remache,
en cuya zona se ejerce la reacción correspondiente. En las maniobras de
desembrague, el tope axial se aplica contra las puntas del diafragma, que
soportado en la fijación del remache hace que la periferia se desplace hacia atrás,
liberando de presión a la maza.
En otros modelos de embrague, la fijación del diafragma a la carcasa se realiza por
medio de un engatillado, como muestra la figura 1.13, en la que puede verse que el
diafragma 2 se fija a la carcasa 1 en el engatillado 4 que hace de punto de apoyo
para los movimientos del diafragma. En esta misma figura puede verse con detalle
la unión de la maza de embrague 3 a la carcasa 1 por medio de las lengüetas 5,
fijadas a ambas piezas por medio de los remaches.
Figura 1.13. Fijación y posicionamiento
del diafragma de un embrague
23
El diafragma lo constituye un disco delgado de acero con forma de cono (fig. 1.14),
en el que puede distinguirse una corona circular (la exterior) y varios dedos
elásticos, que hacen la función de las patillas en los embragues de muelles,
transmitiendo la presión aplicada a sus extremos a la corona, que actúa sobre el
plato de presión sustituyendo a los muelles de los embragues convencionales.
Posición de los remaches
Figura 1.14. Configuración del diafragma
En la figura 1.15 se muestra en esquema este tipo de embrague, donde puede
verse que el diafragma (A) se aplica por su periferia a la maza de embrague (B),
fijándose a la carcasa (C) en varios puntos (D). En la posición de reposo, el
diafragma se fuerza para montarlo casi plano, por lo que al tratar de recuperar su
forma cónica, la elasticidad de la membrana oprime el disco de embrague, por
medio de la maza, contra la cual está aplicada. Cuando el conductor realiza la
maniobra del desembrague, el tope (T) se desplaza a la izquierda, empujando el
diafragma de su centro hacia ese mismo lado, con lo cual, basculando en los puntos de unión (D) a la carcasa, se desplaza de su periferia hacia la derecha,
24
invirtiéndose la posición de su conicidad y dejando de ejercer presión sobre la maza
de embrague, con lo cual el disco queda en libertad. En el detalle de esta misma
figura pueden verse las posiciones de embragado y desembragado respectivamente, así como la línea de transmisión del movimiento.
A
Figura 1.15. Disposición de montaje del embrague de diafragma
Dadas las características del diafragma, la curva de esfuerzos que se obtiene es la
representada en la figura 1.16. Como en el montaje se fuerza el diafragma para que
en posición de embragado quede plano, la presión que realiza sobre el disco es (P
1)
(punto A del gráfico), tendiendo su elasticidad a llevarlo a la posición (C)
impuesta por su propia conicidad, como muestran los pequeños esquemas por
25
encima del gráfico.
El esfuerzo necesario para desembragar debería crecer instantáneamente de (O)
hasta (A); pero en la práctica, debido a la elasticidad de los dedos del diafragma,
existe una pequeña carrera del pedal (L-O), durante la cual se llega al esfuerzo (P
1),
en cuyo valor se equilibra el esfuerzo que ejerce el diafragma sobre el disco, con
el realizado sobre el pedal. A partir de aquí, a medida que se pisa más el pedal de
embrague, el esfuerzo va decreciendo hasta un valor mínimo y creciendo otra vez
hasta el punto (B), que representa el final de la carrera de desembrague, donde la
conicidad del diafragma se ha invertido ya.
Figura 1.16. Curva de esfuerzos de un embrague de
diafragma
De esta manera, a medida que se va desgastando el disco, el diafragma va
tomando una posición cónica en situación de embragado, trasladándose el punto
(A) hacia la izquierda de la curva, tanto más cuanto mayor sea el desgaste del
disco. La nueva posición de embragado es ahora (A2), en la que el diafragma presenta una cierta conicidad y, como la carrera de desembrague es siempre la
misma, la posición de desembragado está ahora en (B2). Con esto se obtiene una
26
mayor carga del plato sobre el disco de embrague en la posición de embragado, y
si continúa el desgaste del disco, llegará hasta un valor máximo para decrecer
luego hasta alcanzar en (C) el mismo valor que en (A), cuando se llega al fin del
desgaste del disco. Para este máximo desgaste, la posición de embragado será
(C), y (A) la de desembragado. Así pues, a medida que se desgasta el disco, va
aumentando la presión que el diafragma ejerce sobre él en posición de embragado,
por ir tomando una mayor conicidad. En consecuencia, también aumenta el
esfuerzo necesario para desembragar que debe realizar el conductor sobre el pedal
de embrague.
Comparando
esta
curva
de
esfuerzos
con
la
correspondiente a los embragues convencionales de
muelles, como la representada en la figura 1.8, puede
deducirse que el diafragma requiere un menor esfuerzo
de maniobra y, al mismo tiempo, con el desgaste del
disco aumenta la presión de apriete, mientras que en el
de muelles decrece considerablemente. Por todo ello
puede afirmarse que el rendimiento de un embrague de
diafragma es superior al de otro de muelles. Además de
esto, el diafragma presenta importantes ventajas con
respecto a los muelles, de entre las que podemos destacar:
•
Resulta más sencilla su construcción.
Figura 1.17. Embrague accionado
tirando del diafragma
27
•
La fuerza ejercida sobre el plato de presión está repartida de manera más
uniforme.
•
Resulta más fácil de equilibrar.
•
Se requiere un menor esfuerzo en la acción de desembragado.
En algunos embragues se dispone el diafragma como muestra la figura 1.17, de
manera que la acción de desembragado se obtiene tirando del tope de embrague,
el cual está acoplado a las puntas del diafragma, de las que tira en esta maniobra
(detalle superior en la figura), arrastrando en esa dirección a la maza de embrague.
Cuando se suelta el pedal de embrague, la horquilla de mando retrocede y deja de
tirar de las puntas del diafragma, que ahora recobra su posición de reposo (detalle
inferior en la figura), presionando a la maza contra el disco de embrague.
1.1.1.1.6. Accionamiento del embrague
Para ejecutar las maniobras de embrague, se dispone un sistema de mando cuyo
accionamiento puede ser puramente mecánico o bien hidráulico.
El sistema de accionamiento mecánico se ha representado en la figura 1.18, donde
puede verse que el pedal de embrague (9) está unido a un cable de acero (4), que
por su extremo opuesto se acopla a la horquilla de embrague (3), capaz de producir
el desplazamiento del tope de embrague (2). En posición de reposo (pedal suelto),
el tope de pedal (6) y el muelle (7) determinan la posición del pedal como se ha
representado en la figura. En estas condiciones, la horquilla (3) se mantiene
28
retirada, junto con el tope (2), sin atacar el diafragma a una cierta distancia (1), que
constituye la llamada guarda de embrague y puede ser regulada con el tornillo (5).
En cuanto se acciona el pedal (9), girando en el eje (8) arrastra el cable (4), que tira
de la horquilla de embrague (3) por su extremo inferior y produce el desplazamiento
del tope (2), con la consiguiente deformación del diafragma. Los movimientos del
pedal y la horquilla de mando se realizan sobre las articulaciones de que están
provistos ambos.
Al soltar el pedal de embrague, el tope se desplaza hacia la derecha por la fuerza
que sobre él ejerce el diafragma, que tiende a recuperar su posición inicial. Este
empuje se transmite al cable, que hace retornar el pedal a su posición de reposo,
impuesta por el tope (6) y muelle (7). En los modelos de embrague con
accionamiento del diafragma por "tirado" del mismo, la acción del cable sobre la
horquilla es contraria a la de esta figura.
Figura 1.18. Sistema de mando del embrague
29
La figura 1.19 muestra una de las disposiciones de montaje de la horquilla y el tope
de embrague, el cual está constituido por un rodamiento de bolas, cuya pista
interior (3) está provista de un saliente para el accionamiento del diafragma. La
pista exterior (2) forma parte de la envoltura del rodamiento, que interiormente se
desliza sobre el casquillo (4), que rodea el eje primario (5) de la caja de
velocidades. El deslizamiento a izquierda y derecha del tope de embrague se logra
por la acción de la horquilla (1), articulada en el eje de giro (6). De esta forma no se
produce rozamiento entre el tope de embrague y las puntas del diafragma en las
acciones de embragado y desembragado.
En el sistema clásico de mando del
embrague
por
cable,
pueden
establecerse dos tipos: los de apoyo
constante del cojinete de empuje sobre
el tope de embrague y los de guarda en
el cojinete de empuje, como los tratados
hasta aquí, en los que el cojinete de
empuje
se
mantiene
retirado
del
diafragma en la posición de reposo,
mediante
la
acción
de
un
muelle
acoplado a la horquilla de desembrague,
como muestra la figura 1.18. En esta
Figura 1.19. Disposición de montaje de la horquilla de
situación, el pedal ocupa su posición de
reposo contra el tope correspondiente,
desembrague
30
gracias a la acción del muelle antagonista, dejando en libertad el cable, del que tira
la palanca de desembrague. En la punta del cable, en su acoplamiento a la
horquilla de desembrague se dispone el ajustador de la guarda de desembrague,
con cuyo reglaje se determina la posición del tope de empuje sobre el diafragma.
En otros casos, el sistema de mando determina un apoyo constante del cojinete de
empuje sobre el tope, suprimiéndose la guarda de desembrague, con lo que se
elimina el recorrido en vacío del pedal en esta maniobra. La figura 1.20 muestra
una de estas disposiciones, donde puede verse que el pedal es solicitado por el
muelle (R), tirando a su vez del cable y palanca de desembrague (L), aplicando el
tope (B) contra el diafragma, sobre el que se mantiene en contacto permanente. De
esta forma, el pedal queda retirado de su tope (F) en posición de reposo, quedando
entre ambos una guarda y que puede ser regulada con el correspondiente tornillo
de la punta del cable en su unión a la palanca de desembrague.
Figura 1.20. Sistema de mando del embrague con apoyo constante
31
Figura 1.21. Mando de embrague con recuperación automática del juego de acoplamiento
En los vehículos actuales es muy utilizado un sistema de mando del embrague con
recuperación automática del juego de acoplamiento. La figura 1.21 muestra este
dispositivo, donde puede verse que el pedal está provisto de un trinquete (B), que
se mantiene enclavado en el sector (A) por la acción de un muelle, de manera que
cuando se pisa el pedal (H), el trinquete obliga al sector a seguir su movimiento
(hacia la izquierda) tirando del cable (G), que por su extremo opuesto tira de la
horquilla de desembrague (C), que basculando en su eje de giro, aplica el tope de
embrague (F) contra el diafragma para ejecutar la maniobra del desembrague. Con
el pedal suelto, la acción del muelle (J) sobre el sector dentado (A), tiende a mantener el cable tensado por resbalamiento del trinquete en los dientes de sierra del
sector, con lo cual queda absorbido el juego de acoplamiento entre el cojinete de
empuje y el diafragma de una manera automática, a medida que se va produciendo
32
desgaste del disco de embrague.
La figura 1.22 muestra una variante de este sistema, en la que el trinquete se
dispone en el propio pedal y el sector dentado se acopla a él por medio de una
bieleta fijada al eje del pedal. En posición de reposo, la bieleta apoya en un tope
(detalle de la izquierda), desacoplando el sector del trinquete, con lo cual el muelle
antagonista tensa el cable de mando. Cuando se pisa el pedal, la bieleta se
despega del tope (detalle central) acoplando los dentados del sector y del trinquete.
Seguidamente, a medida que se desplaza más el pedal, el sector tira del cable de
mando para producir el desembrague (detalle de la derecha).
Eje principal
Figura 1.22. Fases del funcionamiento del dispositivo de recuperación automática
Con cualquiera de estas disposiciones se consigue mantener el tope de embrague
en apoyo constante con el diafragma, a pesar del progresivo desgaste del disco de
embrague, por lo cual queda suprimida la operación de reglaje de la guarda de
embrague, que será descrita posteriormente.
33
Las longitudes de la horquilla de desembrague y del pedal, con respecto a sus
correspondientes ejes de giro, están determinadas de manera que el accionamiento
del embrague resulte cómodo y el conductor no tenga que desarrollar un esfuerzo
excesivo para ejecutar las maniobras. Son admisibles esfuerzos comprendidos
entre 8 y 10 kg.
Para facilitar las maniobras de embragado, en algunos vehículos se adopta un
sistema de mando hidráulico, como el representado esquemáticamente en la figura
1.23, donde puede verse que el pedal de embrague actúa sobre el émbolo de un
cilindro emisor, para desplazarlo en su interior impulsando fuera de él el líquido que
contiene, enviándolo al cilindro receptor, en el que la presión ejercida producirá el
desplazamiento de su pistón que, a su vez, provoca el desplazamiento del tope de
embrague por medio de un sistema de palancas. Disponiendo los cilindros emisor y
receptor de las medidas convenientes, puede lograrse la multiplicación más
adecuada del esfuerzo ejercido por el conductor sobre el pedal. Si el cilindro
receptor es de doble diámetro que el emisor, el esfuerzo ejercido sobre el pedal
Tubería
Depósito
Acción del pedal
Émbolo
Figura 1.23. Sistema hidráulico de mando del embrague
34
queda duplicado, lo cual supone que la acción de desembragado se logre para un
esfuerzo ejercido por el conductor igual a la mitad del necesario.
En la figura 1.24 puede verse la disposición de montaje de un cilindro de mando de
embrague (cilindro maestro) y el pedal de accionamiento, cuya posición de reposo
viene impuesta por el tomillo (1) y tuerca (4), con los cuales se realiza la operación
de reglaje. Al pedal está unida la varilla de mando (2), que actúa sobre el pistón de
mando (3), encerrado en el cilindro maestro, quedando entre ambos un huelgo (J)
en la posición de reposo del pedal. El cilindro de mando está comunicado con el de
accionamiento por medio de una canalización y con un depósito de reserva de
líquido por medio de otra.
Figura 1.24. Ubicación del cilindro de mando
Figura 1.25. Ubicación del cilindro receptor
del embrague
para el mando del embrague
Cuando se acciona el pedal de embrague, el émbolo es desplazado en el interior
del cilindro, enviando el líquido allí contenido hacia el cilindro receptor, en el cual
(fig. 1.25) se producirá el desplazamiento de su émbolo, que acciona la horquilla de
35
embrague de manera similar a la de un sistema convencional de mando mecánico.
En cuanto se suelte el pedal de embrague, el diafragma vuelve a su posición de
reposo, empujando la horquilla de embrague que, a su vez, desplaza el émbolo
hacia su posición de reposo, haciendo retomar el líquido hasta el cilindro de mando.
Con esta disposición, el mando de embrague resulta suave y progresivo,
dispensando al conductor del mayor esfuerzo a realizar en estas operaciones.
1.1.1.1.7. Embragues automáticos
1.1.1.1.7.1. Embrague centrífugo
Las maniobras que deben realizarse sobre el pedal de embrague en las
operaciones de embragado y desembragado pueden quedar suprimidas con el
empleo de los embragues automáticos, los cuales ejecutan estas operaciones de
forma autónoma.
En algunos modelos de embrague de tipo convencional se
E
disponen unos contrapesos (D) (fig. 1.26) que ayudan al
diafragma en su empuje sobre el plato de presión, para
mantener el disco de embrague fuertemente aplicado contra
el volante motor. De esta manera, puede montarse un
diafragma menos fuerte para que la resistencia a vencer por
el conductor cuando pisa el pedal sea menor, confiándose el
Figura 1.26. Embrague
apriete total del disco a la acción de los contrapesos (D),
centrífugo de contrapesos
36
que cuando el motor gira rápidamente son empujados hacia la periferia por la
fuerza centrífuga, por lo que las palancas unidas a ellos, basculando en el punto de
giro (E), empujan al plato de presión hacia la izquierda y ejercen así una mayor
presión sobre el disco de embrague. Este tipo de embrague resulta así
semiautomático.
Otras veces, el sistema de embrague es totalmente automático y se confía la
acción de embragar y desembragar solamente a los contrapesos. El sistema es
similar al anteriormente descrito, pero sin el diafragma. Cuando el motor gira a
ralentí, los contrapesos ocupan su posición de reposo debido a la acción de unos
pequeños muelles y, con ello, el plato de presión deja en libertad al disco de
embrague, quedando el motor desembragado. En cuanto se acelera el giro del
motor, los contrapesos se desplazan hacia la periferia por la acción de la fuerza
centrífuga, provocando el empuje del plato de presión y el motor queda embragado.
Dado que el giro del motor sube en las aceleraciones de una manera progresiva, la
acción de embragado resulta igualmente progresiva.
Basados en este mismo principio se utilizan actualmente embragues centrífugos
semiautomáticos, como el mostrado en despiece en la figura 1.27, donde puede
verse que está constituido por un sistema de embrague convencional (disco 3 y
mecanismo 2), montados sobre la cara frontal de un tambor (1), que en su interior
recibe el plato (4) provisto de zapatas en su periferia. El plato (4) está unido al
cigueña1 y, por tanto, gira con él. Las zapatas pueden desplazarse hacia afuera por
la acción de la fuerza centrífuga, haciendo solidario el tambor (1) con el giro del
plato (4).
37
Figura 1.27. Realización práctica de un embrague centrífugo
semiautomático
De esta manera, siempre que el motor alcance un determinado régimen (por
ejemplo 1.000 r.p.m.), se produce la acción de embragado del tambor (1), que se
hace solidario del giro del motor.
Figura 1.28. Sección de un embrague centrífugo semiautomático
En la figura 1.28 se muestra en sección la disposición de este tipo de embrague,
donde se deduce que la acción de embragado solamente se produce estando el
tope (A) en su posición de reposo y girando el motor por encima de un determinado
38
régimen, a partir del cual las zapatas (Z) hacen solidario al volante (V) del tambor
(T), por la acción de la fuerza centrífuga. Girando el motor por debajo de este
régimen, se produce el desembragado automáticamente.
La figura 1.29 muestra en detalle la disposición de las zapatas (1), fijadas al plato
(3) por medio de las lengüetas elásticas (4), que bajo la acción de la fuerza
centrífuga se deforman, permitiendo a las zapatas adaptarse al tambor (2).
Figura 1.29. Disposición de las zapatas de un embrague
centrífugo semiautomático
1.1.1.1.7.2. Embrague electromagnético
Los embragues hasta ahora descritos basan su funcionamiento en los efectos de
adherencia. A causa del frotamiento que ello comporta, estos embragues pueden
resultar ruidosos en el funcionamiento y padecen un desgaste. Los embragues
electromagnéticos y los hidráulicos evitan estos inconvenientes, aunque es cierto
que introducen otros que les son propios.
39
En la figura 1.30 se muestra un embrague
electromagnético. Sobre el volante de inercia (V)
del motor, se monta una corona de acero (C), en
cuyo interior está alojada una bobina (A), que al
paso de la corriente eléctrica a su través
concentra el flujo magnético que aparece en la
zona del entrehierro (E), formado entre la corona
(C) y el disco de acero (D).
Este disco es el que se monta estriado en el
Figura 1.30. Embrague electromagnético
primario de la caja de velocidades, sustituyendo al
típico de los embragues de fricción, quedando perfectamente centrado en el interior
de la corona (C). El espacio existente en el interior de esta corona se cierra
mediante las chapas de acero (F), rellenándose de polvo magnético, que se aglomera en el entrehierro (E) por la acción del campo magnético, haciendo solidarios a
la corona (C) y el disco (D). De esta manera, cuando pasa corriente por el
arrollamiento, se produce la aglomeración del polvo magnético en el entrehierro (E),
haciéndose solidarios la corona y el disco, lo que permite la transmisión del movimiento del motor. Por el contrario, si no pasa corriente por el arrollamiento, el polvo
magnético permanece sin aglomerar en el entrehierro, lo que permite girar en vacío
a la corona (C), sin que se produzca el arrastre del disco, con lo cual el giro del
motor no es transmitido.
En el instante en que comienza a pasar corriente por el arrollamiento, se inicia la
aglomeración, que tarda en completarse un cierto tiempo, lo que además se ve
40
favorecido por el retardo a la aparición del flujo magnético que se produce en todas
las bobinas. Este efecto tiene como consecuencia una progresividad en la acción
de embrague y, por tanto, en la transmisión de movimiento desde el motor a las
ruedas, lo cual resulta beneficioso al realizar la maniobra de embragado.
1.1.1.1.7.3. Embrague automático servocomandado
En algunos modelos de vehículos se monta actualmente un embrague de tipo
automático pilotado, donde las acciones de embragado y des embragado se
efectúan automáticamente, sin que el conductor se vea obligado a gobernar el
pedal convencional, que por esta causa queda suprimido.
El conjunto está constituido (fig. 1.31) por un embrague de tipo centrífugo aplicado
sobre el volante motor, y otro convencional cuyo mecanismo se une al anterior por
medio de un sistema de rueda
libre, que no permite girar al
disco principal a un régimen
superior al del motor, pues en
cuanto esto ocurre la rueda libre
se bloquea haciendo estas dos
partes solidarias.
El embrague centrífugo actúa en
función
Figura 1.31. Embrague automático servocomandado
del
régimen
motor,
41
realizando la acción de embragado a partir de un determinado valor de giro. El
embrague convencional es mandado por un mecanismo servoneumático gobernado
por una electroválvula, que es activada por la palanca del cambio de velocidad y
por el pedal del acelerador.
En la figura 1.32 se ha representado en sección este tipo de embrague, donde
puede verse que el disco (1) del embrague centrífugo es aprisionado contra el
volante motor por medio del plato de presión (2), cuando los rodillos (3) se deslizan
hacia la periferia, bajo la acción de la fuerza centrífuga. Al disco (1) se une por
medio de tomillos el plato (4), similar a un volante motor, sobre el que acopla el
disco (5) del embrague principal, cuyo plato de presión (9) es accionado por el
mecanismo servoneumático. El disco (5) del embrague principal se monta del modo
convencional sobre el primario de la caja de velocidades.
Figura 1.32. Vista en sección de un embrague
servocomandado
42
Constituido este tipo de embrague de la manera descrita, al actuar sobre el pedal
del acelerador, aumentando en consecuencia el régimen de giro del motor, las
masas centrífugas se lanzan hacia el exterior oprimiendo al plato de presión (2)
contra el disco (1), venciendo la acción de unos muelles antagonistas,
obteniéndose la acción de embrague de una manera progresiva. La marcha del
vehículo partiendo de parado comienza alrededor de las 1.000 r.p.m. del motor,
mientras que a 1.500 r.p.m. ya puede ser transmitido todo el par motor, cesando
por ello todo deslizamiento y permaneciendo conectado este embrague durante
todo el tiempo de marcha.
Solamente por debajo de las 1.000 r.p.m. la fuerza centrífuga que aplica a los
rodillos (3) sobre el plato de presión es inferior en valor a la de los muelles
antagonistas que, en estas condiciones, producen el desembrague. Sin embargo,
en las retenciones, donde la transmisión tiende a arrastrar en su giro al motor, se
producirá el des embragado por debajo de las 1.000 r.p.m., lo cual no es deseable
y, sin embargo, con este tipo de embrague así ocurre. Para subsanar este
inconveniente se dispone un mecanismo de rueda libre (7), que hace solidario el
disco de embrague (1) del volante motor cuando se produce una retención.
Con el vehículo en marcha, el cambio de velocidad se realiza al accionar la palanca
correspondiente, con cuya maniobra se activa una electroválvula (fig. 1.31), capaz
de poner en comunicación el servo con la depresión creada por el motor. Con ello
se consigue el accionamiento de la palanca de desembrague, que activa el
mecanismo del embrague principal produciendo la acción de desembragado. En
cuanto se lleva la palanca de mando a la posición de una nueva relación, la
43
electroválvula vuelve a la posición de reposo, cortando la comunicación entre el
servo y la depresión del motor, con lo cual la palanca de desembrague retorna a su
posición inicial, realizándose la acción de embragado. Esta maniobra se efectúa de
una manera progresiva, en función de la posición del acelerador, que influye sobre
el valor de la depresión transmitida al servo, lo que permite una conexión más
suave y gradual en el paso a marchas inferiores y una pronta conexión, sin
excesivos deslizamientos, en las maniobras rápidas de cambio de marcha en
aceleraciones.
1.1.1.1.7.4. Embrague pilotado electrónicamente
El mando automático del embrague puede ser encomendado a un sistema
electrónico de gestión, que a su vez comanda un sistema hidráulico de mando de la
palanca de desembrague. La figura 1.33 muestra esta disposición, en la que el
mecanismo de embrague convencional, y concretamente la palanca de desembrague (1), es accionada por un cilindro hidráulico (2), que recibe la presión del grupo
hidráulico (3), gobernado por una electroválvula de control (4), que recibe los
impulsos de mando del calculador electrónico (5), el cual, a su vez, toma señales
de referencia de la posición de la palanca de cambios (6) y del pedal del acelerador
(7), así como del régimen motor y velocidad del vehículo.
Cuando el vehículo está parado y el interruptor de encendido desconectado, el
embrague se encuentra siempre en posición de embragado, independientemente
de si el cambio se encuentra con una velocidad metida o en punto muerto. En estas
44
condiciones no es posible el arranque del motor. Si se acciona la palanca del
cambio para llevarla a posición de punto muerto, un captador de esfuerzo situado
sobre la palanca envía una señal al calculador que acciona el embrague,
permitiendo sacar la velocidad y que pueda ser arrancado el motor.
Cuando se activa el interruptor de encendido, el sistema se inicializa y advierte al
conductor mediante una señal sonora si está metida alguna velocidad. Al mismo
tiempo, pone en funcionamiento el grupo generador de presión hidráulica para
alcanzar el valor conveniente de la presión de mando.
Con el vehículo en marcha, cuando el conductor acciona la palanca del cambio
para seleccionar la primera velocidad, el captador de esfuerzo de la palanca envía
al módulo electrónico la correspondiente señal y es activado el embrague
permitiendo la selección de esta marcha. En esta situación, el arranque del vehículo
se produce automáticamente al acelerar, realizándose la operación de embragado
progresivamente en función de la posición del acelerador y de la respuesta del
motor (subida de régimen). Si el conductor selecciona una marcha inadecuada para
el arranque, se produce un pitido de advertencia que le indica lo inadecuado de la
maniobra.
Con el vehículo en marcha, cuando el conductor inicia la maniobra del cambio de
relación, ejerciendo un leve esfuerzo sobre la palanca del cambio y levantando el
pie del acelerador, el calculador recibe ambas señales, que producen el
desembrague. Una vez introducida la nueva relación, el captador de posición del
selector de marcha envía una señal al calculador que autoriza el embragado al
acelerar. Esta acción de embragado se produce a una velocidad que depende de
45
las velocidades del motor y del vehículo, de manera que en los cambios
ascendentes se realiza rápidamente, mientras que en los descendentes la
maniobra es más lenta.
Figura 1.33. Embrague pilotado electrónicamente
En el momento de detener el vehículo, el sistema desembraga al descender la
velocidad por debajo del régimen correspondiente al ralentí, permaneciendo el
motor desembragado, con independencia de la posición de la palanca del cambio,
hasta que sea accionado el acelerador.
La gestión electrónica de este tipo de embrague mejora considerablemente las
prestaciones y manejo del cambio con respecto al sistema anteriormente descrito,
resultando el vehículo así equipado sumamente agradable de conducir y
46
disminuyendo el desgaste normal del disco de embrague que se produce en las
maniobras de embragado.
1.1.1.1.7.5. Embrague hidráulico
Los embragues de fricción presentan algunos inconvenientes, de entre los que
podemos destacar: brusquedad en el acoplamiento, ruidos y desgastes. Estas
imperfecciones favorecieron el desarrollo de otros tipos de embrague, de entre los
que cabe destacar los hidráulicos, que carecen de estos defectos, pues para la
transmisión del movimiento utilizan un fluido, con las ventajas adicionales de
resultar
enteramente
automáticos
y
proporcionar
una
gran
suavidad
de
acoplamiento, atenuando en gran medida las vibraciones torsionales en el cigüeñal.
El funcionamiento de un embrague hidráulico puede compararse al de dos
ventiladores colocados uno frente al otro. Si cualquiera de ellos es puesto en
marcha por medio de la corriente eléctrica, la corriente de aire creada incide sobre
las aspas del otro, que con este impulso comienza a girar, pudiendo alcanzar un
régimen casi igual al del primer ventilador. De esta manera se logra una transmisión
del movimiento, sin que las partes conductora y conducida estén unidas
directamente, ni por medio de fricción. La transmisión se ha conseguido por medio
de un agente intermedio, que en este caso es la corriente de aire.
En los embragues hidráulicos, la transmisión del movimiento desde la parte
conductora a la conducida se logra por medio del aceite y fundamentan el
funcionamiento en la transmisión de energía que una bomba centrífuga comunica a
47
una turbina, por mediación de un fluido. La bomba centrífuga es movida por el
motor y la turbina se une a la caja de velocidades. Ambas piezas tienen la forma de
un semitoroide geométrico y están provistas de tabiques planos llamados álabes,
encerrados en una carcasa estanca formada en el mismo volante de inercia del
motor, quedando separadas por un espacio pequeño, para que en ningún caso se
produzca contacto ni rozamiento entre ellas.
En la figura 1.34 se ha representado esquemáticamente un embrague hidráulico, en
el que puede verse el eje motor (cigüeñal y volante), en el que se forma la bomba o
corona motriz y el eje conducido (unido al árbol primario de la caja de velocidades),
en el que se forma la turbina o corona arrastrada. Cuando el motor gira, el aceite
contenido en la carcasa, entre los álabes radiales, es arrastrado por ellos e
impulsado por la bomba (que gira con el motor) proyectándose por su periferia
hacia la turbina, en cuyos álabes incide paralelamente al eje, de manera similar a lo
que ocurre con el aire del ventilador del ejemplo citado anteriormente. Así se forma
un torbellino tórico.
Figura 1.34. Esquema básico de un embrague hidráulico
48
La energía cinética de cada partícula que choca contra los álabes de la turbina (fig.
1.35), produce en ella una fuerza que tiende a hacerla girar. El aceite resbala por
los álabes de la turbina y es devuelto desde el centro de ésta hacia el centro de la
bomba, de donde nuevamente pasa a la periferia para seguir este ciclo.
Figura 1.35. Flujo del aceite en los embragues hidráulicos
Cuando el motor gira lentamente, la velocidad con que salen las partículas de
aceite de la bomba es pequeña y la energía cinética transmitida a la turbina es
insuficiente para vencer el par resistente opuesto por el peso del propio vehículo.
La turbina permanece sin girar y hay un resbalamiento total entre bomba y turbina;
pero a medida que aumentan las revoluciones del motor, el torbellino tórico formado
por las partículas de aceite se va haciendo más consistente, con lo que el aceite
incide con más fuerza en los álabes de la turbina y, por ello, es capaz de hacerla
girar arrastrando el vehículo, existiendo un resbalamiento entre bomba y turbina,
que supone una progresividad en el embrague.
49
La figura 1.36 muestra la formación del torbellino tórico del aceite entre el impulsor
y la turbina, que produce el arrastre de la misma.
Figura 1.36. Formación del torbellino tórico
Cuando el motor gira rápidamente, desarrollando su par máximo, el aceite
impulsado por la bomba incide con gran fuerza en la turbina y ésta es arrastrada a
gran velocidad, sin que exista apenas resbalamiento entre ambas. Lógicamente la
turbina entra en rotación cuando el par transmitido por la bomba es superior al par
resistente.
Siempre existe un resbalamiento entre bomba y turbina que, cuando el motor gira
muy rápido, es de un 2% aproximadamente. El par motor se transmite íntegro a la
transmisión, cualquiera que sea el resbalamiento y así ocurre que al acelerar el
motor, aunque sea bruscamente desde el ralentí, el movimiento del vehículo se
produce progresivamente, por no existir resistencia a causa del resbalamiento y
tomar el motor enseguida un número de revoluciones elevado, transmitiendo su par
máximo. Si al subir una pendiente disminuye la velocidad del vehículo, por
aumentar el par resistente, el motor continúa desarrollando el máximo par a costa
de un mayor resbalamiento, por lo que podrá mantenerse más la directa sin peligro
50
de que el motor se cale, significando únicamente un mayor resbalamiento y, en
consecuencia, mayor calentamiento del aceite.
En la figura 1.37 se muestra la disposición de un embrague hidráulico formando un
conjunto en este caso con uno de fricción. En la bomba (12) se forman los álabes
que impulsarán el aceite hacia la turbina (11), la cual se une al volante (5), en el
que se monta el embrague de fricción (6), cuyo disco (8) se monta en el estriado del
eje primario (7) de la caja de velocidades. El impulsor (12) se cierra por medio de la
carcasa (3), que rodea a la turbina, resultando estanco el conjunto. En el interior se
vierte el aceite a través del tapón de llenado (4).
Figura 1.37. Combinación de un
embrague hidráulico con otro de
fricción
51
La disposición de un embrague convencional de fricción junto al hidráulico está
motivada por las características de este último, que harían imposible su aplicación
independientemente a una caja de velocidades de tipo convencional (de engranajes
paralelos), como ya se verá. Efectivamente, aun con el motor girando a ralentí, la
turbina está sometida a un esfuerzo que tiende a arrastrarla. Este esfuerzo sería
comunicado a los engranajes de la caja de velocidades (en caso de acoplarse
directamente a ella), impidiendo las maniobras del cambio de marchas. Por esta
razón,
fundamentalmente,
los
embragues
hidráulicos
son
utilizados
preferentemente en los vehículos dotados de cajas de velocidades automáticas, de
engranajes epicicloidales.
Frente al inconveniente de los embragues hidráulicos, el calentamiento que se
produce como consecuencia del deslizamiento entre el impulsor y la turbina,
presentan las ventajas fundamentales de ausencia de desgaste (por no existir
rozamiento entre sus órganos) y suavidad de acoplamiento, que da por resultado
una marcha estable del vehículo, exenta de "tirones".
52
1.1.1.2. LA CAJA DE CAMBIOS
1.1.1.2.1. Necesidad técnica del cambio de velocidades
La potencia y el par desarrollados por un motor varían en función del régimen,
alcanzándose el valor máximo de la primera para una determinada velocidad de
rotación, mientras que el mayor par motor se obtiene generalmente a un régimen
inferior.
Como es sabido, en los motores térmicos la fuerza expansiva de los gases
generada por la explosión de la mezcla queda aplicada a la cabeza del pistón sobre
la que ejerce un empuje, tanto mayor cuanto más lo sea la cantidad de mezcla que
explosiona. Este empuje, que es transmitido al codo del cigüeñal por medio de la
biela, es generador del par motor, el cual viene a significar el esfuerzo de rotación
que es capaz de desarrollar un motor venciendo las fuerzas que se oponen a su
movimiento. Por tanto, podemos decir que el par motor es un esfuerzo de rotación,
que aplicado a las ruedas de un vehículo le transmiten el empuje necesario para
lograr su movimiento, venciendo las resistencias que se oponen a la marcha.
Cuando el valor de éstas es igual al del par motor desarrollado, el vehículo se
mueve con velocidad constante. Si el esfuerzo de rotación aplicado a las ruedas es
inferior a la resistencia a vencer por el vehículo en su marcha, éste perderá
velocidad hasta detenerse, y si es superior ganará en velocidad.
El par motor, multiplicado por el número de revoluciones, da la potencia
desarrollada. De esto se deduce que la potencia de un motor varía
53
fundamentalmente con el régimen de giro, correspondiendo los mayores valores a
los regímenes más altos, pues a pesar de que el par disminuye en estos márgenes
el número de explosiones por minuto aumenta grandemente, lo que conlleva un
crecimiento importante de la potencia desarrollada por el motor.
En la figura 2.1 se han representado las curvas características de potencia y par de
un motor en función del régimen de giro, donde se observa que el par motor
máximo se obtiene a 3.000 r.p.m., mientras que la máxima potencia del motor se
consigue a 5.400 r.p.m. En el intervalo comprendido entre estos dos regímenes se
logra un funcionamiento estable del motor, cualesquiera que sean las resistencias a
vencer en la marcha del vehículo, es decir, las fuerzas que se oponen al avance del
mismo y que se manifiestan en el eje de las ruedas motrices, bajo la forma de un
par resistente.
Considerando una velocidad de
rotación del motor cualquiera,
comprendida en el intervalo antes
señalado, a la que corresponde
un
determinado
cuando
par
motor,
aumentan
las
resistencias a vencer en la marcha del vehículo (por ejemplo en
la subida de una pendiente),
Figura 2.1. Curvas de potencia y par de un motor
54
sobreviene una disminución de la velocidad de rotación, pero con ello va aparejado
un aumento del par motor desarrollado, necesario para vencer la mayor resistencia
opuesta ahora a la marcha del vehículo, obteniéndose así una nueva condición de
equilibrio, a un régimen más bajo.
La velocidad de 3.000 r.p.m. representa, por tanto, el límite inferior de
funcionamiento estable del motor en este caso concreto, mientras que la de 5.400
r.p.m. supone el límite superior.
Si se considera una velocidad de rotación del motor inferior a 3.000 r.p.m., el
funcionamiento del mismo no puede ser estable, por cuanto que para pequeños
aumentos de la resistencia a vencer en la marcha del vehículo el régimen motor
decae y, con ello, disminuyen sensiblemente el par y la potencia desarrollados, con
lo cual no puede obtenerse un nuevo equilibrio a una velocidad más baja y, por
tanto, el motor perderá régimen paulatinamente hasta llegar a calarse.
De estas condiciones resulta evidente la necesidad de disponer de un órgano
mecánico, como el cambio de velocidades, que permita el funcionamiento del motor
en el intervalo de velocidad estable, independientemente de la resistencia
encontrada por el vehículo durante la marcha.
La figura 2.2 muestra gráficamente el principio de multiplicación del par. Se han
dispuesto dos piñones (E y R) engranados entre sí, de manera que el más pequeño
(E), de radio (L) está montado sobre el árbol motor, del que recibe un par (C) a una
cierta velocidad de rotación, transmitiendo a través del diente en toma un esfuerzo
(F), de modo que C = F x L. El diente en toma del piñón (R) recibe esta misma
55
fuerza (F), de manera que si el radio del mismo es (2L), el par resultante es C = F x
2L, lo cual supone que siendo (F) la misma en los dos piñones, el par o esfuerzo de
rotación resulta multiplicado por dos, mientras que el piñón (R) gira a la mitad de la
velocidad angular que el piñón (E). Si el piñón receptor (R) tiene un radio tres veces
mayor que el impulsor (E), el par queda multiplicado por tres, mientras que el giro
es reducido a la tercera parte, es decir, para una vuelta completa del piñón receptor
(R) el impulsor (E) ha de dar tres vueltas.
Figura 2.2. Principio básico de multiplicación del par motor
Así pues, con esta disposición se consigue en los sistemas de engranajes la
multiplicación del par motor. Generalizando diremos que para variar el par es
suficiente con modificar los radios o número de dientes de los piñones transmisores
de movimiento, de manera que si multiplicamos el par por un número determinado,
la velocidad queda dividida por ese mismo número. Esta posibilidad se aprovecha
para transformar el par proporcionado por el motor y que es prácticamente
constante en el intervalo de funcionamiento estable, en otro par mayor de acuerdo
56
con las resistencias que se opongan a la marcha del vehículo. Para ello se
intercalan entre el árbol motor y el eje de las ruedas parejas de engranajes con
distintas relaciones de transmisión, de manera que puedan acoplarse las parejas de
piñones más apropiadas a cada una de las condiciones de marcha del vehículo
(arrancadas, subidas de pendientes, marcha en terreno llano, etc.).
Llegados a este punto, es preciso hacer notar que el motor de un automóvil de tipo
medio necesita girar a 4.000 r.p.m. aproximadamente para impulsar el vehículo a
una velocidad de 110 km/h en toma directa; mientras que las ruedas utilizadas
convencionalmente solamente precisan girar a 1.000 r.p.m. aproximadamente para
recorrer 110 kilómetros en una hora, de lo que se deduce la necesidad de introducir
una desmultiplicación constante de 4 a 1, que permita describir a las ruedas una
vuelta para cada cuatro del motor. Esto se consigue acoplando un conjunto de
piñones en la salida de la transmisión (par de reducción), mediante el cual queda
reducido el giro y multiplicado el esfuerzo de rotación aplicado a las ruedas, lo que
supone la utilización de un motor de menor potencia para conseguir una
determinada velocidad máxima.
Para comprender mejor la necesidad del cambio de velocidades en un vehículo,
resulta oportuno referirse a un ejemplo práctico: consideremos un automóvil que
circula por terreno llano a elevada velocidad, transmitiendo íntegramente el giro del
motor a las ruedas (toma directa), con la desmultiplicación propia del par de
reducción. Si en ese momento comienza la subida de una larga pendiente, en un
primer tramo es capaz de superarla por medio de la fuerza de inercia relativa a la
velocidad
adquirida; pero a
continuación,
la velocidad irá
disminuyendo
57
paulatinamente, dado que el par resistente ha aumentado, mientras que el esfuerzo
desarrollado por el motor sigue siendo el mismo. De esta manera, el giro del motor
desciende y, con ello, sobreviene una importante disminución del par motor, que
llegado a un cierto valor resulta insuficiente para mantener la marcha del vehículo,
produciéndose su detención.
Con la implantación del cambio de velocidades, cuando se produce una
disminución excesiva del giro del motor y se manifiesta la imposibilidad de superar
la pendiente encontrada, el conductor actúa sobre la caja de cambios,
seleccionando otra relación de marcha, que establece una desmultiplicación del
giro que le llega del motor (transmitiendo a las ruedas un régimen inferior), que
conlleva un aumento importante del esfuerzo de rotación obtenido en ellas. En tales
condiciones, el motor puede mantenerse girando a un régimen elevado,
proporcionando el máximo par, que resulta multiplicado en su aplicación a las
ruedas matrices. Con ello se consigue que el vehículo pueda superar la pendiente,
a costa de una menor velocidad. El cambio de velocidades resulta, por tanto, un
mecanismo convertidor mecánico de par.
1.1.1.2.2. Determinación de las relaciones del cambio
La caja de cambios de un vehículo es, pues, un transformador de velocidad y de
par motor, que en el automóvil se utiliza como desmultiplicador de velocidad y, por
consiguiente, como multiplicador de par. Su necesidad es consecuencia de la falta
de elasticidad de los motores, que no pueden utilizarse a bajas revoluciones con un
58
buen rendimiento. Generalmente el valor máximo del par motor se obtiene entre
3.000 y 4.500 r.p.m. y, por ello, las relaciones de desmultiplicación de la caja de
cambios deben estar en consonancia con la potencia del motor, de manera que si
el vehículo marcha por ejemplo a 75 km/h (correspondiente a 2.700 r.p.m. en un
caso dado, en toma directa), se hace necesario el cambio o reducción en la caja de
velocidades, para subir el régimen del motor por encima del mínimo aceptable
(3.000 r.p.m.) y obtener así un buen rendimiento.
Las distintas relaciones de una caja de cambios pueden representarse en un
diagrama como el que muestra la figura 2.3, al que se han llevado en abscisas las
velocidades del vehículo y en ordenadas los regímenes del motor. Se obtiene así
una serie de rectas que representan las diferentes relaciones del cambio de
velocidades, limitadas en la parte superior por el régimen máximo del motor y en la
inferior por el mínimo a que es capaz de mantenerse girando (en este caso 800
r.p.m.). El funcionamiento resulta posible a lo argo de los segmentos así limitados,
de manera que en primera velocidad pueden obtenerse 35,5 km/h a 4500 r.p.m., en
segunda 53,3 km/h al mismo régimen, en tercera 80 km/h y en cuarta (toma directa)
120 km/h, todo ello debido a la desmultiplicación efectuada en las parejas de
piñones correspondientes a las distintas relaciones de marcha.
Como el mejor rendimiento se obtiene entre las 3.000 y 4.500 r.p.m. del motor en
este caso, si se desea circular a una velocidad de 40 km/h deberá seleccionarse la
segunda velocidad (punto A de la figura) para que el motor gire al régimen
adecuado, en el que se obtiene un buen rendimiento. Si se selecciona la tercera
velocidad (punto B), el motor gira por debajo del régimen ideal (2.500 r.p.m.) y en
59
cuarta velocidad (punto C) lo hace a 1.500 r.p.m., lo que no es conveniente en
ninguno de los casos. En primera velocidad, por el contrario, apenas se
conseguirían los 40 km/h, aun al régimen máximo.
Figura 2.3. Representación gráfica de las relaciones del cambio de velocidades
Hay que hacer notar que la relación más corta de una caja de velocidades ha de
ser tal que el par motor resulte multiplicado lo suficiente para que el vehículo pueda
superar una pendiente determinada, que generalmente se fija en un 25%
aproximadamente. Del mismo modo, debe ser capaz de arrancar en una rampa del
15%, con una aceleración de 0,5 m/s2.
Un vehículo de pequeña potencia necesita una primera velocidad, cuya relación
sea aproximadamente de 3,5:1. Las demás relaciones son del orden de 2:1 en
segunda, 1,5:1 en tercera y 1:1 en cuarta. Estas relaciones quedan multiplicadas
por la del par de reducción, de modo que si ésta es de 4:1, la relación final es de
60
14:1, 8:1, 6:1 y 4:1 respectivamente para las distintas velocidades. Si en este
mismo vehículo se montase un motor de mayor potencia, no necesitaría una
primera velocidad tan corta como la apuntada anteriormente y lo mismo ocurriría
con las restantes, pudiéndose adoptar otros desarrollos más largos, como 3:1,
1,8:1, 1,3:1 y 1:1.
1.1.1.2.3. La caja de cambios elemental
En los vehículos considerados como clásicos o convencionales, la caja de cambios
está emplazada entre el embrague y el puente trasero, tal como se representó en la
figura 2.1, donde se muestra la disposición de motor en la parte delantera y ruedas
traseras matrices. En otros casos, el grupo motopropulsor, formado por motor,
embrague y caja de cambios, se emplaza en la parte delantera, resultando matrices
estas ruedas, en cuyo caso la caja de cambios se sitúa en la parte delantera,
siendo ésta la tendencia general para los vehículos de tipo medio. También puede
disponerse la caja de cambios en la parte trasera, acoplada al puente trasero, o
bien acoplada al motor, emplazado en este caso en la parte trasera. En cualquier
caso, las funciones y cualidades de una caja de cambios son las mismas,
cualquiera que sea su emplazamiento en el vehículo.
La caja de cambios elemental está formada por dos ejes paralelos (fig. 2.4), uno de
los cuales, llamado árbol primario (A), recibe movimiento del motor por medio del
embrague y dispone los piñones de arrastre. El otro eje (B) se llama árbol
secundario y está formado por los piñones receptores, mediante los cuales se
61
transmite el movimiento desde este eje a las ruedas. Ambos ejes están apoyados
por sus extremos en la carcasa, por medio de los rodamientos (C).
Los piñones del árbol secundario son solidarios con el eje, es decir, forman un
conjunto, de manera que el giro de uno de ellos implica el arrastre del eje y del
resto de los piñones. Sin embargo, en el árbol primario los piñones van montados
libres sobre el eje, de manera que puedan girar sobre él, quedando engranados en
toma constante con los correspondientes del secundario, tal como muestra la
figura, y frenados lateralmente para impedir su desplazamiento.
Figura 2.4. Caja de cambios elemental
En el árbol primario se monta también un dispositivo llamado acoplador (figura 2.5)
estriado sobre el eje, que permite solidarizar cada uno de los piñones de este árbol
con el giro del mismo. Para ello, el acoplador puede deslizarse lateralmente sobre
el estriado del árbol, de manera que su dentado lateral encaje en otro igual del
62
piñón, en cuyo caso éste se hace solidario del eje, girando con él. Los detalles (a) y
(b) de la figura muestran las distintas configuraciones del dentado (G) del acoplador
y el correspondiente del interior del piñón.
Un acoplador desplazable como el detallado, puede realizar alternativamente el
enlace con dos piñones (los de ambos laterales), entre los cuales está emplazado.
En el caso de la figura 2.4 se disponen dos acopladores (D y E), con los que se
solidarizan cada uno de los piñones de este árbol con el giro del mismo, a voluntad
del conductor, obteniéndose con ello las distintas relaciones de marcha, dado el
diferente tamaño de los piñones.
Los piñones utilizados en las cajas de cambio actuales son del tipo de dentado
helicoidal, como el representado en la figura 2.5 que, frente a los de dientes rectos
utilizados antiguamente, presentan la ventaja fundamental de ser más silenciosos
en su funcionamiento, al tiempo que transmiten el esfuerzo con mayor suavidad.
Efectivamente, mientras que en los piñones de dentado recto el esfuerzo se
transmite de un piñón a otro por medio de un sólo diente, en los de tipo helicoidal el
engrane de un diente se produce mientras el precedente está todavía en contacto,
lo cual supone que el esfuerzo sea transmitido por dos dientes a la vez, con lo que
Figura 2.5. Dispositivo acoplador
63
se evita la brusquedad en la transmisión del esfuerzo motor y se atenúa
grandemente el ruido.
En el interior de la caja de cambios se deposita una cierta cantidad de aceite, que
es proyectada en todas direcciones por los piñones en su giro (fig. 2.6),
impregnando éstos y los rodamientos para su engrase. La película de aceite
interpuesta entre dos dientes atenúa el desgaste y los ruidos, resultando más
silenciosa la caja en su funcionamiento. En esta aplicación se utiliza un tipo de
aceite especial (denominado de extrema presión) con el fin de evitar la rotura de la
película por la aplicación de los grandes esfuerzos transmitidos por los dentados.
La graduación utilizada generalmente es la EP-80 o bien la EP-90. Estos tipos de
aceite soportan presiones elevadas, al tiempo que tienen una fluidez adecuada
para asegurar el engrase de todos los componentes de la caja, como piñones,
acopladores y rodamientos.
Figura 2.6. Proyección de aceite con el giro de
los piñones
64
Por lo que se refiere a la disposición de los trenes de engranajes de la caja de
cambios, actualmente se utilizan las de dos ejes paralelos, como la detallada
anteriormente, y la de tres ejes representada esquemáticamente en la figura 2.7,
que difiere de la anterior en que uno de los ejes está partido en dos, quedando
ambos en prolongación, apoyados uno en el interior del otro. De esta manera, el eje
primario (P) lo forma un sólo piñón, engranado en toma constante con otro del árbol
intermediario (I), que además dispone en este caso de otros tres piñones, solidarios
del eje como el anterior, con cada uno de los cuales engranan en toma constante
los respectivos del árbol secundario (S), montados locos sobre él, pero que pueden
solidarizarse con el eje por medio de los correspondientes acopladores, de la
manera ya explicada. Al hacerla se consiguen las distintas relaciones de marcha,
como se verá posteriormente.
Figura 2.7. Caja de cambios de tres ejes
65
1.1.1.2.4. Constitución de la caja de velocidades
Puede considerarse como tradicional la caja de cambios formada por el eje primario
(30) (fig. 2.8), del que forma parte un piñón, que engrana en toma constante con el
piñón (26) del árbol intermediario (27), en el que están labrados, además, los
piñones (25, 23 y 21), que por ello son solidarios del eje (27). Con estos piñones
Figura 2.8. Estructura de una caja de cambios convencional
66
engranan los (8, 9 y 12), montados locos sobre el eje secundario (16), con
interposición de cojinetes de bronce, de manera que giren libremente sobre el eje,
arrastrados por los respectivos pares del tren intermediario.
El eje primario recibe movimiento del motor, con interposición del embrague (como
muestra la figura) y el secundario da movimiento a la transmisión y, por tanto, a las
ruedas. Todos los ejes se apoyan en la carcasa del cambio por medio de cojinetes
de bolas, haciéndolo la punta del eje secundario (16) en el interior del piñón del
primario (30), con interposición de un cojinete de agujas.
Para transmitir el movimiento que llega desde el primario al árbol secundario, es
necesario hacer solidario de este eje a cualquiera de los piñones montados locos
sobre él. De esta manera, el giro se transmite desde el primario hasta el tren fijo o
intermediario, por medio de los piñones (26) (par de toma constante), obteniéndose
el arrastre de los piñones del secundario engranados con ellos, que giran locos
sobre este eje. Si cualquiera de ellos se hace solidario del eje, se obtendrá el giro
de éste.
La toma de velocidad se consigue por medio de sincronizadores, compuestos
esencialmente por un cubo estriado sobre el eje secundario, sobre el que a su vez
se monta la corona desplazable (7), también sobre estrías, pudiéndose desplazar
lateralmente un cierto recorrido.
En la figura 2.9 se muestra el despiece de una caja de cambios de engranajes
helicoidales con sincronizadores, similar a la descrita anteriormente. El eje primario
forma en uno de sus extremos el piñón de toma constante (8) (de dientes
67
helicoidales) y también un pequeño piñón de dientes rectos, con una superficie
cónica lisa, como puede verse igualmente en la figura 2.8. Sobre el eje se monta el
cojinete de bolas (7), sobre el que apoya en la carcasa de la caja de cambios,
mientras que la punta del eje se aloja en el casquillo de bronce emplazado en el
volante motor.
Figura 2.9. Despiece de una caja de cambios convencional
En el interior del piñón del primario se apoya a su vez el eje secundario (10), con
interposición del cojinete de agujas (9). Por su otro extremo se apoya en la carcasa
de la caja de cambios por medio del cojinete de bolas (12). Sobre este eje se
montan estriados los cubos sincronizadores (2 y 5), y locos los piñones (3, 4 y 14).
Así, el cubo sincronizador (2), perteneciente a 3a y 4a velocidades, va estriado
sobre el eje secundario, sobre el que permanece en posición, retenido por los
68
anclajes que suponen las correspondientes arandelas de fijación. En su alojamiento
interno se disponen los anillos sincronizadores (1) (uno a cada lado), cuyo dentado
engrana en el interior de la corona desplazable del cubo sincronizador (2). Estos
anillos acoplan interiormente, a su vez, en las superficies cónicas de los piñones del
primario (8) por un lado y del secundario (3) por otro. Este conjunto ensamblado
puede verse también en la figura 2.8.
Cuando la corona del cubo sincronizador (2) se desplaza lateralmente a uno u otro
lado, se produce el engrane de su estriado interior, con el dentado de los anillos
sincronizadores (1) y, posteriormente, con el piñón correspondiente en su dentado
recto (si se desplaza a la izquierda, con el piñón del primario (8) y a la derecha con
el (3) del secundario). En esta acción, antes de lograrse el engrane total, se
produce un frotamiento del anillo sincronizador con el cono del piñón, que iguala las
velocidades de ambos ejes, lo que resulta necesario para conseguir el engrane.
Una vez logrado éste, el movimiento es transmitido desde el piñón al cubo
sincronizador y de éste al eje secundario.
En este mismo eje se montan locos los piñones (4) (de 2ª velocidad) y (14) (de 1ª
velocidad), con los correspondientes anillos sincronizadores y cubo sincronizador
(5). Cada uno de los piñones del secundario engrana en toma constante con su
correspondiente par del tren intermediario (16), quedando acoplados como se vio.
En el tren intermediario se dispone un piñón de dentado recto, que juntamente con
el de reenvío (21) y el formado en el cubo sincronizador (5) de la y 2ª velocidades,
constituyen el dispositivo de marcha atrás, como posteriormente se verá.
69
El tipo de caja de velocidades descrito hasta aquí es de las denominadas de tres
ejes, donde el primario (1) (fig. 2.10) y el secundario (2) se sitúan en prolongación
uno de otro, apoyándose el último por su extremo izquierdo en el interior del piñón
(4) de toma constante del primario. Estos dos ejes se enlazan mecánicamente por
engranajes a través del tren intermediario (3), situado paralelamente a los
anteriores, cuyos piñones engranan con los respectivos del secundario, montados
locos sobre él como se ha visto, y dotados de sincronizadores, que en el caso de
esta caja están situados: el (5), perteneciente a 3ª y 4ª velocidades, entre los
piñones (4) de toma constante y (7) del secundario; y el perteneciente a 1ª a y 2ª
velocidades, entre los piñones locos (8) y (9) del secundario.
Figura 2.10. Disposición adoptada por una caja de cambios de tres ejes
70
El movimiento lateral de los sincronizadores para lograr las distintas relaciones de
marcha se consigue por medio de una timonería adecuada, gobernada por la
palanca de cambios (10), como ya se verá.
1.1.1.2.5. Funcionamiento de la caja de velocidades
Constituida la caja de velocidades como se ha explicado, las distintas relaciones se
obtienen por la combinación de los diferentes piñones, en consonancia con sus
dimensiones. Denominamos relación de una caja de cambios a la relación que
existe entre las velocidades del árbol de entrada y el de salida.
Sabido es que en la transmisión de movimiento en un sistema de engranajes como
el representado en la figura 2.11, el número de revoluciones del eje de salida con
respecto al de entrada depende del número de dientes de las ruedas dentadas en
uso.
Figura 2.11. Transmisión del movimiento en los sistemas de engranajes
71
En el ejemplo de la figura, siendo (A) el eje de entrada y (D) el de salida, el
movimiento se transmite desde el piñón (A) al (B) y del (C) al (D), resultando
conductores (A y C) y conducidos (B y D). Como los diámetros de estos piñones, y
en consecuencia el número de dientes, son distintos, en la transmisión del
movimiento el piñón (B) gira menos rápido que el (A), aunque sus velocidades
periféricas sean iguales y, por la misma razón, el (D) toma un movimiento más lento
que el (C). Si (B) tiene doble número de dientes que (A), gira exactamente a la
mitad de régimen que éste, es decir, por cada vuelta completa del eje de entrada se
obtiene media vuelta en el tren intermediario. Igualmente, si (D) tiene doble número
de dientes que (C), gira a mitad de régimen que él, lo cual supone una nueva
reducción, resultando que el eje de salida da un cuarto de vuelta por cada
revolución completa del eje de entrada. Este resultado se obtendría igualmente con
la utilización de un sistema de engranajes de reducción simple, cuyo piñón
conducido fuese cuatro veces mayor que el conductor, como se ha representado en
el detalle de la figura.
Así pues, la relación de velocidad entre los ejes de entrada y salida es:
D B
×
C A
El sistema de engranajes de doble reducción utilizado en las cajas de velocidades
resulta más compacto y presenta la ventaja esencial de tener alineados entre sí los
ejes de entrada y salida; sin embargo, en la actualidad son más utilizadas las cajas
de dos ejes (que se describen más adelante), por la simplicidad de las mismas,
72
sobre todo en aplicaciones para vehículos de tracción delantera.
Para la obtención de las distintas relaciones o velocidades en una caja de cambios
el conductor acciona una palanca, mediante la cual se produce el desplazamiento
de los distintos cubos de sincronización, obteniéndose las diferentes velocidades de
la forma siguiente:
•
Primera velocidad: el desplazamiento hacia la derecha del sincronizador de
1a-2a (detalle 1 de la figura 2.12) produce el enclavamiento del
correspondiente piñón secundario, que se hace solidario de este eje. Con
ello, el giro es transmitido desde el primario, como muestra el esquema de la
cadena cinemática, obteniéndose la oportuna reducción. Suponiendo que el
número de dientes de los piñones que entran en juego en esta relación sea,
según el sentido de movimiento desde el eje de entrada, 17, 29, 15 y 33
respectivamente, la relación es:
29 33
×
= 3,75
17 15
lo cual supone que, para cada revolución del eje de salida, el de entrada ha
de dar 3,75 vueltas. En esta velocidad se obtiene la máxima reducción del
giro, dada la relación de los diámetros de los piñones conductores y
conducidos. De forma inversa, esta reducción de giro supone una
multiplicación del par motor.
•
Segunda velocidad: para obtener esta relación debe producirse el
73
desplazamiento a la izquierda del sincronizador de la 1ª-2ª (detalle 2),
logrado el cual se consigue el enclavamiento del correspondiente piñón
secundario, que se hace solidario del eje, por lo que el giro es transmitido a
través de los piñones reseñados en el esquema, obteniéndose una
reducción distinta a la anterior. Si el número de dientes del par de piñones de
salida es, respectivamente, de 20 y 27, la reducción obtenida es:
29 27
×
= 2,3
17 20
menor que en el caso anterior, como puede deducirse también observando
el tamaño de los piñones de salida, manteniéndose los de toma constante
del primario e intermediario.
•
Tercera velocidad: el desplazamiento a la derecha del sincronizador
correspondiente (detalle 3) produce, al igual que en los casos anteriores, el
enclavamiento del correspondiente piñón secundario, que se hace solidario
de este eje. Dado que el tamaño de este piñón y su par del intermediario es
distinto a los anteriores, se obtiene una reducción diferente. Siendo el
número de dientes de esta pareja de piñones de 24 y 21 respectivamente,
según el sentido de movimiento, la relación final es:
29 21
×
= 1,49
17 24
74
•
Cuarta velocidad: cuando el conductor lleva la palanca de cambios a la
posición correspondiente a esta velocidad, se produce el desplazamiento
hacia la izquierda del sincronizador correspondiente (detalle 4), con lo cual
se hacen solidarios los ejes primario y secundario, transmitiéndose el giro
directamente de uno a otro, sin que exista reducción alguna. Esto es lo que
se llama toma directa y, en ella, el giro se transmite íntegramente del eje de
entrada al de salida.
•
Marcha atrás: cuando el conductor lleva la palanca de cambios a la posición
correspondiente a esta velocidad, se produce el desplazamiento de un piñón
auxiliar, que entra a engranar con otros dos de dientes rectos,
pertenecientes a los trenes intermediario y secundario respectivamente
(detalle R). Con esto se consigue una nueva relación, e invertir el giro del
tren secundario con respecto al primario. Suponiendo que el número de
dientes de los piñones del secundario e intermediario sean respectivamente
de 15 y 34, cualquiera que sea el del piñón auxiliar, la relación obtenida es:
29 34
×
= 3,87
17 15
pues este piñón no modifica la relación existente entre los del intermediario y
secundario, actuando únicamente como inversor de giro. Hay que hacer
notar que el piñón del secundario perteneciente a esta velocidad es solidario
del eje, al contrario que ocurre con los restantes de este mismo eje.
75
Figura 2.12. Cadena cinemática de una caja de cambios
En la caja de velocidades explicada, se obtienen cuatro velocidades hacia adelante
y una hacia atrás. Por esta causa se dice que es una caja de cuatro velocidades.
Existe además una posición (detalle N) en la que los sincronizadores permanecen
quietos, sin desplazamiento hacia ninguno de los lados. En esta posición, el giro del
primario no es transmitido al secundario, puesto que no se obtiene enclavamiento
de ninguno de los piñones de este eje. Se dice entonces que la caja está en punto
muerto, donde se permite el giro del motor en vacío, sin que sea transmitido a las
76
ruedas.
Se comprende que para seleccionar una relación cualquiera deberá enclavarse uno
sólo de los piñones del secundario, debiendo quedar los demás en sus posiciones
de reposo (locos sobre el eje), para evitar el bloqueo que se produciría con la
selección de dos velocidades al mismo tiempo. Por esta causa se dispone en el
mecanismo de selección de velocidades un sistema de enclavamiento, que impide
el desplazamiento de dos sincronizadores de manera simultánea.
En la posición correspondiente a cualquier velocidad seleccionada, los piñones del
secundario son arrastrados en su totalidad por los del tren intermediario, girando en
vacío, es decir, sin transmitir su movimiento a este eje, que solamente lo recibe del
piñón que en esa velocidad permanezca enclavado. También en la posición de
punto muerto los piñones del secundario giran en vacío, pues el arrastre del tren
intermediario por parte del primario es continuo mientras el mecanismo del
embrague esté activado (posición de embragado).
1.1.1.2.6. Sincronizadores
Dada la constitución de una caja de cambios convencional como las hasta aquí
tratadas, en las que la toma de velocidad se obtiene con el desplazamiento de la
corona del sincronizador, cuyo dentado interno ha de engranar con el piñón loco del
secundario correspondiente a la velocidad seleccionada, se comprende que es
necesario igualar las velocidades del eje secundario (con el que gira solidario el
77
sincronizador) y del piñón a enclavar, que es arrastrado por el tren intermediario,
que gira a su vez movido por el motor desde el primario.
Con el vehículo en movimiento, al accionar el conductor la palanca del cambio para
seleccionar una nueva relación se produce de inmediato el desenclavamiento del
piñón correspondiente a la velocidad con que se iba circulando, quedando la caja
en posición de punto muerto. Esta operación es sencilla de lograr, puesto que
solamente se requiere el desplazamiento de la corona del sincronizador, con el que
se produce el desengrane del piñón. Sin embargo, para lograr un nuevo
enclavamiento, resulta imprescindible igualar las velocidades de las piezas a
engranar (piñón loco del secundario y eje), es decir, sincronizar su movimiento,
pues de lo contrario se producirían golpes en el dentado que pueden llegar a
ocasionar roturas y ruidos en la maniobra.
Como el eje secundario gira arrastrado por las ruedas en la posición de punto
muerto de la caja, y el piñón loco es arrastrado desde el motor a través del primario
y tren intermediario, para conseguir la sincronización se hace necesario el
desembrague, mediante el cual el eje primario queda en libertad, sin ser arrastrado
por el motor, y su giro debido a la inercia puede ser sincronizado con el del eje
secundario. Por esta causa, las maniobras del cambio de velocidad deben ser
realizadas desembragando el motor, para volver a embragar progresivamente una
vez lograda la selección de la nueva relación deseada. La acción de embragado
lento y progresivo evita "tirones" y brusquedades en la marcha, máxime cuando va
acompañada de una aceleración del motor también progresiva.
La función de un dispositivo de sincronización es, pues, igualar la velocidad del
78
piñón loco del secundario, con la de este eje.
Esto se consigue intercalando entre estas
dos piezas en movimiento un dispositivo de
embrague que lleve progresivamente la
velocidad del piñón loco a la del eje
secundario.
El
sincronizador
que
mejor
responde a estas condiciones de utilización
es el de tipo de embrague de conos de
fricción,
como
el
representado
Figura 2.13. Embrague típico de conos de fricción
esquemáticamente en la figura 2.13.
El sincronizador de tipo más sencillo está formado por un cubo (M, fig. 2.14) que se
monta acanalado sobre el árbol secundario, de forma que pueda desplazarse
lateralmente un cierto recorrido. En sus dos caras laterales (B) se forman los conos
hembra y en su dentado exterior se practican unos taladros radiales, en los que se
alojan las bolas fiadoras (A), montadas sobre muelles.
Estriada sobre el cubo (M) se monta la corona (C), provista de una ranura circular
interna, en la que se alojan las bolas fiadoras en posición de punto muerto. En su
parte externa está labrada otra ranura circular, en la que se aloja la horquilla de
mando, como se verá posteriormente.
79
Figura 2.14. Estructura de un sincronizador
Contra la cara lateral del cubo se acopla el piñón (P), montado loco sobre el árbol
secundario y provisto de un cono macho y un pequeño dentado, con los que
acoplan respectivamente el cono hembra del cubo y el dentado interno de la
corona, en las maniobras de selección de velocidad.
En la posición de punto muerto, el conjunto sincronizador ocupa la posición
representada en el detalle A de la figura 2.15, donde los conos están desacoplados,
permitiendo el giro independiente y a distinta velocidad del cubo sincronizador
(arrastrado por el eje) y del piñón loco (movido por el tren intermediario).
En la maniobra del cambio de velocidad, para introducir la nueva relación, el
conductor lleva la palanca de cambio a la posición deseada y, con esta acción, se
produce el desplazamiento de la corona hacia la izquierda (detalle B de la figura),
arrastrando consigo al cubo sincronizador por medio de las bolas alojadas en la
80
ranura interior de la corona. En estas condiciones, el cono hembra del cubo entra
en contacto con el cono macho del piñón y debido al frotamiento entre ambos, las
velocidades de giro del piñón y del cubo se igualan. Recuérdese que en esta
maniobra el cubo gira con el eje secundario arrastrado por las ruedas y el piñón
gira loco sobre el eje (motor desembragado).
Figura 2.15. Fases del proceso de sincronización
Posteriormente, durante la maniobra, si continuamos aplicando esfuerzo sobre la
corona (detalle C de la figura), dado que el cubo se encuentra ya haciendo tope
contra el piñón, la corona se deslizará sobre el cubo venciendo la acción de las
bolas fiadoras, que se ocultan en sus alojamientos venciendo la acción de los
muelles. De esta manera se produce el engrane del dentado interno de la corona
con el piñón, quedando éste enclavado con el eje secundario, por lo que al
producirse la subsiguiente acción de embragado por el conductor el giro del motor
será transmitido desde el piñón loco al eje secundario, a través del cubo
81
sincronizador.
Para obtener un paso de velocidades silencioso, es necesario desplazar el cubo
sincronizador con suavidad, de manera que permita la sincronización completa
antes de que las bolas fiadoras se oculten en sus alojamientos y se produzca el
engrane de los piñones. Con un esfuerzo grande sobre la corona, las bolas se
ocultan antes de lograr la sincronización completa, permitiendo que los dientes de
la misma entren en contacto con los del piñón y, en estas condiciones, como las
velocidades de ambos no se han igualado aún, se producirán choques entre los
dientes, con el consiguiente deterioro y ruido. Por lo tanto, es deseable que dicho
contacto se produzca únicamente cuando la sincronización sea total, condición ésta
que cumplen los llamados sincronizadores absolutos, utilizados en exclusiva en las
cajas de cambio actuales, en diferentes configuraciones.
1.1.1.2.7. Sincronizadores absolutos
El sincronizador absoluto presenta frente al convencional anteriormente descrito
ciertas variantes significativas, de entre las cuales puede destacarse la utilización
de un cono hembra de sincronización postizo, en lugar de ir labrado en el cubo.
La figura 2.16 muestra la constitución de este tipo de sincronizador, donde puede
verse que el cubo (M) dispone también de un estriado interior para su montaje
sobre el árbol secundario; pero en este caso se le inmoviliza axialmente para
impedir todo desplazamiento lateral. En su diámetro exterior está provisto de un
82
estriado longitudinal, sobre el que se practican tres cajeados en los que se alojan
las chavetas (A), sobre las cuales se monta a su vez la corona desplazable (C),
cuyo dentado interior acopla con el del buje y está provisto de una garganta anular
en la que encajan los resaltes de las chavetas (A), las cuales están provistas de
unas patillas en sus extremos, en las que encajan los anillos elásticos (R),
presionándolas contra la corona desplazable.
Figura 2.16. Despiece de un
sincronizador absoluto
En ambos laterales del cubo (M) y en cajeados apropiados, acoplan los piñones
locos (P, uno de cada lado), provistos del cono macho de embrague y del dentado
especial del sincronizador. Entre el cubo y el piñón se interpone el anillo
sincronizador (B), cuyo interior forma el cono hembra de embrague. Este anillo
posee un dentado idéntico al del piñón (P), en el que acopla la corona desplazable
(C) cuando se ejecuta la maniobra de selección de velocidad. En la periferia del
anillo opuesta al dentado se practican tres cajeados destinados a recibir los
extremos de las chavetas (A).
83
Figura 2.17. Vista en sección de un sincronizador absoluto
La figura 2.17 muestra este conjunto sincronizador ensamblado, en la posición
correspondiente a punto muerto, en la cual las chavetas (A) se encuentran
encajadas en la garganta anular de la corona desplazable C) por medio de su
resalte central, presionadas contra ella por la acción de los muelles elásticos (R). El
anillo (B) se encuentra ligado al conjunto por medio de las chavetas (A) que se
alojan en sus cajeados, de manera que son arrastrados en rotación por el propio
buje (M), quedando el anillo separado ligeramente del piñón (P), con lo que ambos
conos no están en contacto.
La anchura de las chavetas es inferior a la de los cajeados del anillo sincronizador
(B), en una magnitud tal que el dentado del anillo puede desplazarse medio diente
a la derecha o a la izquierda con respecto al dentado de la corona desplazable (C).
Ello constituye la llamada interdicción, que será causa de imposibilidad de engranar
84
la velocidad hasta conseguir la sincronización total, como veremos a continuación.
En el funcionamiento, cuando el conductor acciona la palanca del cambio para
seleccionar una determinada velocidad, la corona desplazable se mueve hacia el
piñón que se precisa engranar (detalle A de la figura 2.18), arrastrando consigo a
las chavetas, cuyos extremos empujan a su vez al anillo de sincronización contra el
cono macho del piñón loco, entrando ambos conos en contacto (detalle B de la
figura).
Figura 2.18. Fases del
funcionamiento del
sincronizador
Si las velocidades del cubo sincronizador y del piñón loco son diferentes, el anillo
de sincronización sufre una fricción para llevar progresivamente el piñón a la misma
velocidad de rotación que el cubo. Esta fricción trae como consecuencia la creación
85
de un par resistente en el anillo sincronizador, de manera que los cajeados del
mismo se apoyan fuertemente contra una de las caras laterales de las chavetas,
adelantándose ligeramente en el giro el valor de medio diente, con lo cual no existe
coincidencia entre el dentado del anillo sincronizador y el de la corona desplazable,
la cual no puede continuar avanzando hacia el piñón, constituyéndose así la
interdicción.
Cuando se ha logrado la sincronización debida al frotamiento de ambos conos
(detalle C), el piñón loco gira a la misma velocidad que el conjunto buje-corona,
desapareciendo el par resistente en el anillo de sincronización, con lo cual los
dientes de la corona desplazable vuelven a situar el anillo en su posición inicial,
permitiendo el engrane de la corona desplazable con el dentado del piñón loco. El
avance de la corona desplazable hacia el piñón presiona las chavetas contra los
muelles elásticos, saliendo de la garganta circular pero manteniéndose en posición
sobre el buje.
Para desengranar la marcha, el conductor acciona la palanca del cambio de
manera que la corona desplazable se mueve en sentido contrario, separándose del
piñón. Las chavetas se mueven con ella hasta que sus puntas apoyan contra el
anillo opuesto, permitiendo que la corona desplazable continúe su avance hasta la
posición de punto muerto, en la cual los resaltes de las chavetas quedan
nuevamente incrustados en la garganta circular de la corona, debido a la presión
ejercida por los anillos elásticos.
La figura 2.19 muestra un modelo de sincronizador, también del tipo denominado
absoluto, donde el cubo (M) va enmangado a presión mediante acanaladuras en el
86
árbol secundario, quedando así inmovilizado sobre él, acompañándolo en su giro.
En su diámetro exterior dispone de un estriado convencional sobre el que se acopla
la corona desplazable (C), en la cual se forma el cono hembra de embrague, en un
diámetro mayor que el del estriado, resultando así un cono de gran dimensión que
ejercerá una importante acción de frotamiento, generando un par de frotamiento
elevado.
Figura 2.19. Despiece de un sincronizador
En el diámetro externo del anillo sincronizador (B) se forma el cono macho de
embrague, que acopla en .as maniobras con el cono hembra de la corona. En la
zona interna del anillo se disponen tres patillas de sección trapecial, que se alojan
por un lado en sendos cajeados del piñón loco y se mueven con él, y por otro lado
se alojan en los cajeados laterales del cubo, sobre los que hacen tope axial. La
87
parte interior de las patillas tiene forma cónica y en ellas apoya el muelle (R)
empujando al anillo (B) contra el cubo (M).
El piñón (P) se monta loco sobre el árbol y dispone de un pequeño dentado en el
que engrana el estriado interior de la corona desplazable en la maniobra de
selección de velocidad. Espaciados 120° se disponen tres cajeados destinados a
recibir las patillas del anillo sincronizador. Estos cajeados presentan a ambos lados
unas rampas donde apoyan las patillas del anillo sincronizador en las maniobras de
selección.
Figura 2.20. Ensamblaje del sincronizador
La figura 2.20 muestra este tipo de sincronizador ensamblado, donde puede verse
el acoplamiento de todos los componentes para la posición de punto muerto, en la
cual el anillo (B) tiene sus patillas alojadas en los cajeados del piñón, siendo
88
arrastrado por éste, mientras que el muelle (R) lo empuja contra el cubo (M), con el
que hacen tope las patillas impidiendo que el cono macho del mismo entre en
contacto con el cono hembra de la corona desplazable.
En las maniobras de selección de velocidad, la corona desplazable (C) (fig. 2.21) es
empujada contra el piñón (P), entrando su cono hembra en contacto con el cono
macho del anillo sincronizador (B), produciéndose la fricción entre ambos para
igualar las velocidades de rotación, que en este instante son diferentes. Como
consecuencia de esta fricción, aparece un par resistente que arrastra al anillo (B)
en una ligera rotación, haciendo que una de las caras achaflanadas de sus patillas
se aplique contra la entrada de los alojamientos del piñón loco (P), como muestra el
detalle de la figura. En estas condiciones, el anillo sincronizador queda enclavado,
impidiendo que la corona (C) pueda seguir desplazándose hacia el piñón (P).
Figura 2.21. Acción de interdicción del sincronizador
89
Cuando las velocidades de rotación del cubo y del piñón loco se han igualado, cesa
el rozamiento de los conos del sincronizador y desaparece el par de fricción creado,
con lo cual las patillas del anillo sincronizador quedan posicionadas centradas en
los cajeados del piñón (P), permitiendo el desplazamiento de la corona (C) hacia el
piñón para que su estriado engrane con el dentado recto del piñón. Con el
desplazamiento de la corona se mueve también el anillo sincronizador (B), cuyas
patillas encajan en los cajeados del piñón, comprimiéndose el muelle (R) al mismo
tiempo. En esta posición (fig. 2.22) queda enclavada la velocidad seleccionada.
Figura 2.22. Posición de enclavamiento de la velocidad
Otro de los sincronizadores absolutos utilizado frecuentemente en la actualidad es
el representado en la figura 2.23, donde puede verse que el buje (8) va montado en
el árbol sobre acanaladuras, de la manera convencional. En su periferia, el buje
90
está provisto de tres patillas que encajan en sendos cajeados de la corona
desplazable (7), provista del correspondiente estriado interno para su engrane con
el dentado de los piñones locos (2), emplazados en ambos laterales.
Figura 2.23. Despiece de un sincronizador
En cada uno de estos piñones y en cajeados apropiados se aloja un anillo
sincronizador (3), cuyas puntas apoyan en el resalte externo de la zapata (5), sobre
la cual apoyan a su vez los extremos de las bandas de frenado (6), mientras que el
otro extremo de las mismas se apoya en el tope (4), quedando este conjunto en el
interior del anillo sincronizador (3), ensamblado en el cajeado del piñón loco y
91
cerrado por su arandela (1). La figura 2.24 muestra en detalle esta disposición de
montaje.
Cuando se acciona la corona desplazable (7) para seleccionar una velocidad, el
dentado interno de la misma oprime el anillo sincronizador (3), arrastrándolo
ligeramente en su giro, haciendo que una de las puntas del mismo empuje a la
zapata (5) en el sentido de giro, la cual, a su vez, produce un empuje sobre la
banda de frenado (6) que, apoyada por su extremo opuesto en el tope (4) se
deforma hacia el exterior, aplicándose contra el anillo sincronizador (3), que como
consecuencia de este empuje se distiende aumentando de diámetro y rozando más
fuertemente contra la corona desplazable para efectuar la sincronización, al tiempo
que impide que la corona siga desplazándose.
Figura 2.24.
Disposición de montaje
del sincronizador
Cuando las velocidades de giro de la corona desplazable y el piñón loco se han
igualado, el anillo sincronizador (3) ya no está sometido a esfuerzo alguno y deja de
aplicarse contra la zapata (5), la cual a su vez deja en libertad la banda de frenado
(6), que ya no presiona al anillo sincronizador (3) y éste se contrae para permitir
92
que la corona desplazable siga avanzando hacia su engrane con el piñón loco,
quedando seleccionada la velocidad.
1.1.1.2.8. Cajas de cambio de dos ejes
En la actualidad existe una tendencia general a aunar en un sólo bloque la caja de
cambios, el mecanismo diferencial y el par de reducción. La disposición tradicional
de caja de cambios unida al bloque motor (situado en la parte delantera del
vehículo) y la transmisión del movimiento por medio de un árbol de mando hasta el
puente trasero, viene siendo sustituida por la disposición de tracción delantera, con
motor, caja, diferencial y par de reducción agrupados en la parte delantera del
vehículo. Resulta de esta manera simplificado el conjunto de mecanismos que
transmiten el movimiento desde el motor a las ruedas y, concretamente, el conjunto
caja-diferencial, adaptándose generalmente en la caja de cambios una disposición
de los piñones en dos ejes.
En la figura 2.25 puede verse el conjunto caja-diferencial para un vehículo de
tracción delantera. El eje de mando (A), que recibe movimiento del embrague, está
acoplado al tren fijo o primario (B), constituido en este caso por cuatro piñones de
dentado helicoidal y uno de dientes rectos (R, para la marcha atrás), que engranan
con los correspondientes del secundario (C), montados locos sobre él. El eje
secundario termina en un piñón cónico (D), que engrana con la corona del
diferencial (E), a la cual transmite el movimiento, que con esta disposición de par
cónico cambia su sentido en 90° para aplicarlo a la s ruedas, al mismo tiempo que
93
se produce una reducción, debido al mayor tamaño de la corona, en cuya caja
interna (F) se aloja el mecanismo del diferencial, cuya constitución se estudiará
posteriormente.
Figura 2.25. Disposición de montaje del conjunto caja de cambios y diferencial para tracción delantera
Tanto el primario como el secundario se apoyan en la carcasa por medio de
cojinetes de rodillos troncocónicos, emplazados en los extremos de ambos ejes
como se muestra en (G) y (H) de la figura.
En la figura 2.26 se muestra el despiece de esta misma caja de velocidades, donde
puede apreciarse la peculiaridad de que la corona del sincronizador de 3ª-4ª está
94
dentada exteriormente, formando así el piñón (R) secundario de marcha atrás. Para
seleccionar esta velocidad, el sincronizador debe permanecer en posición de punto
muerto, pudiendo entonces engranar con su corona el piñón desplazable de
marcha atrás.
Figura 2.26. Despiece de una caja de cambios de dos ejes
Con esta disposición de la caja de velocidades en dos ejes resulta simplificado el
conjunto, cuyo tamaño es consecuentemente más reducido. No obstante, como el
movimiento es transmitido del eje de entrada al de salida por una sola pareja de
piñones, las cargas a que éstos están sometidos son mayores que en las cajas de
95
tres ejes, en las que el movimiento se transmite a través de dos parejas de piñones,
como ya se vio. Ello obliga a la utilización de materiales de alta calidad en la
fabricación de los engranajes y a la adopción de menores relaciones de reducción,
que son compensadas posteriormente con una mayor desmultiplicación del par de
reducción (generalmente 1:5 en lugar de 1:4).
La figura 2.27 muestra la cadena cinemática para la obtención de las distintas
relaciones. La primera velocidad (detalle 1) se consigue con el desplazamiento a la
izquierda del sincronizador correspondiente, transmitiéndose el movimiento desde
el piñón más pequeño del tren fijo al mayor del secundario, que es enclavado a este
eje por el cubo sincronizador. La desmultiplicación lograda es grande, dada la
relación de tamaño de los piñones.
La segunda velocidad se logra cuando el sincronizador correspondiente es
desplazado a la derecha, como muestra el detalle (2), obteniéndose una menor
reducción, dado el tamaño relativo de los piñones que entran en juego ahora.
La tercera y cuarta velocidades se obtienen con el segundo sincronizador, tal como
muestran los detalles (3) y (4). La cuarta velocidad en este caso resulta
prácticamente una toma directa, ya que los tamaños del par de piñones de esta
velocidad son casi iguales.
En el detalle (5) de la figura se muestra la cadena cinemática de marcha atrás,
relación ésta que se obtiene con el desplazamiento de un piñón intermedio, que
invierte además el giro en el secundario.
En la siguiente tabla se dan las relaciones de desmultiplicación de esta caja y los
96
desarrollos finales obtenidos, utilizando el vehículo unos neumáticos determinados,
cuyo desarrollo bajo carga es de 1,89 m. Los Valores de desmultiplicación se dan
en función del eje de entrada o del de salida (dos valores), es decir, el giro del
secundario para cada vuelta del primario (primer caso), o el número de vueltas que
ha de dar el primario para cada revolución del secundario (segundo caso), que es el
cociente de dividir el número de dientes de los piñones utilizados en cada
velocidad, tomando como dividendo el conductor (primer caso) o el conducido
(segundo caso).
Figura 2.27. Cadena cinemática de una caja de cambios de dos ejes
97
Tabla 2.1. Relaciones de desmultiplicación y desarrollos finales
Tomando de esta tabla los resultados para tercera velocidad, por ejemplo, para
cada vuelta del eje primario, el secundario da 0,656 de vuelta y en la salida del par
cónico se obtienen 0,159 de vuelta.
Dado que el neumático utilizado tiene un desarrollo de 1,89 m, supone que en cada
vuelta de las ruedas motrices se obtiene un desplazamiento del vehículo de 1,89 m,
por lo que en una vuelta del motor, que son 0,159 vueltas de rueda, el vehículo
recorre:
1,89 x 0,159 = 0,3 m
y lo que es igual, para 1.000 vueltas del motor, el vehículo alcanzará una velocidad
de 300 m/min, o lo que es igual,
300 × 60
= 18km / h
1000
98
Este resultado, salvado el error de los decimales tomados en el cálculo, es
conocido como desarrollo de esta relación del cambio para un régimen motor de
1.000 r.p.m.
Una variante de este modelo de caja es la representada en la figura 2.28, donde
puede verse una disposición de los mecanismos similar a la de otros modelos, pero
destaca la particularidad de que los sincronizadores, con sus correspondientes
piñones locos, se distribuyen entre el tren primario y el secundario (un conjunto en
cada eje).
Figura 2.28. Disposición de sincronizadores en los dos ejes de la caja de cambios
99
El eje primario dispone los piñones fijos (A) y (B), de 1ª y 2ª velocidad
respectivamente, y el de marcha atrás (C), así como el sincronizador (F) y los
piñones locos de 3ª y 4ª velocidades (G) y (H) respectivamente; mientras que en el
eje secundario están labrados los piñones (D) y (E) de 3a y 4ª velocidad, y montados locos los (1) y (J) entre el sincronizador (K), cuya corona dentada, junto con
los piñones (L) y (C) forman el conjunto de marcha atrás. En este eje se forma el
piñón cónico (M) que da movimiento a la corona (N), constituyendo ambos el par
cónico de reducción. El despiece de la figura 2.29 perteneciente a esta misma caja
de velocidades muestra la simplificación obtenida con esta disposición, que facilita
las operaciones de montaje y desmontaje de los componentes, resultando al mismo
tiempo más sencillo el sistema de mando de las velocidades, debido al mejor
emplazamiento de los sincronizadores.
Figura 2.29. Ubicación de los sincronizadores en una caja de cambios de dos ejes
En este mismo despiece se observa la constitución de ambos ejes, con dos piñones
100
fijos y dos montados locos sobre él, con interposición de cojinetes de agujas. En la
corona del sincronizador de 1ª-2ª se dispone el dentado recto para la obtención de
la marcha atrás.
Es de destacar, en esta caja, que la cuarta velocidad resulta ligeramente
multiplicada, en vez de reducida, dado que el piñón de mando (montado loco en el
primario) es ligeramente mayor que el receptor E del secundario (fig. 2.28).
Cuando el posicionamiento de la caja de velocidades, en su implantación en el
vehículo, resulta transversal al eje longitudinal del mismo, no es necesario disponer
el par cónico de reducción, que en este caso es sustituido por un par recto. Esta
disposición se utiliza en los vehículos de tracción delantera con grupo
motopropulsor transversal.
Figura 2.30. Caja de cambios para motor de montaje transversal en vehículo
101
En la figura 2.30 se muestra en sección parcial este tipo de caja, donde puede
verse que el par cónico es sustituido por un par de engranajes rectos, donde la
corona transmite el movimiento a las ruedas, cuyos ejes de salida (transmisiones)
son paralelos a los de la caja de cambios (primario y secundario).
1.1.1.2.9. Supermarchas
Al considerar las posibilidades de un vehículo, hay que tener presente la potencia
necesaria para vencer las distintas resistencias y la potencia disponible del motor.
Generalmente se implanta un motor en el vehículo con potencia suficiente para
superar las peores condiciones de funcionamiento que se presenten en su
utilización, con la consideración de que habrá muchas condiciones de empleo en
las que no se requiera toda la potencia. Acoplando a este motor una caja de
velocidades con desarrollos apropiados, se logra el mejor rendimiento, aunque, no
obstante, en ciertas condiciones de utilización resulta beneficioso disponer de
desarrollos más largos en el cambio. Dicho de otra forma, en la utilización de un
vehículo por terreno horizontal, la potencia necesaria para vencer las resistencias a
la marcha no es preciso que sea muy alta, siempre que no se requiera la máxima
velocidad y, en estas circunstancias, con una relación de multiplicación puede
obtenerse la misma velocidad del vehículo para un régimen del motor más bajo, lo
que representa un menor consumo de combustible en estas condiciones de
utilización.
Las cada día mejores carreteras y autopistas permiten la marcha de los vehículos a
102
gran velocidad, propiciando el empleo de relaciones de multiplicación en el cambio
(supermarchas), y así, en las cajas de cuatro velocidades, la tercera se acerca
mucho a la toma directa, mientras que la cuarta velocidad es una supermarcha. En
las de cinco velocidades, las cuatro primeras se escalonan convenientemente,
llegando la cuarta a resultar prácticamente una directa y la quinta una supermarcha,
utilizada generalmente en circulación por carreteras llanas y autopistas.
Establecida la conveniencia de la utilización de relaciones multiplicadas en el
cambio de velocidades, en la actualidad los vehículos de turismo disponen en su
mayor parte de caja de velocidades con cinco marchas, siendo la quinta una
sobredirecta.
En la figura 2.31 se muestra la disposición adoptada para la obtención de la quinta
velocidad, consistente en la implantación de dos engranajes adicionales (A) y (B)
en los ejes primario y secundario respectivamente, que multiplican el giro en lugar
de reducirlo, para lo cual el piñón (B) del secundario es de menor tamaño que el
correspondiente (A) del primario. Generalmente, este par de engranajes nuevos se
sitúa fuera del recinto de la caja que aloja al resto de mecanismos, tal como
muestra la figura, disponiéndose una carcasa trasera (C) adicional para alojarlos. El
sincronizador (D) necesario para esta relación de marcha se emplaza junto al piñón
loco (A) del primario, en el extremo posterior de este eje. La figura 2.32 muestra el
despiece de esta misma disposición, donde se aprecia un posicionamiento de los
componentes similar al de otras cajas de este tipo. Esta característica de montaje
da opción al fabricante de disponer de cajas de velocidades de cuatro o cinco
marchas, con la sola modificación de la parte posterior o carcasa adicional. Véase
103
que este modelo de caja es similar a la de cuatro velocidades representada en la
figura 2.25.
Figura 2.31. Disposición adoptada para la obtención de la 5ª velocidad
Figura 2.32. Despiece de una caja de cambios con cinco velocidades
104
Figura 2.33. Caja de
velocidades transversal con
cinco relaciones de marcha
En las cajas de cambio de emplazamiento transversal en el vehículo, como la
descrita en la figura 2.30, la disposición de la 5ª velocidad se hace siguiendo los
mismos criterios ya mencionados, de manera que la misma carcasa de la caja se
aplica a las realizaciones en cuatro y cinco velocidades. La figura 2.33 muestra en
sección una caja de este tipo, de cuatro velocidades, y en detalle la implantación de
la 5ª velocidad en el extremo posterior de los ejes primario y secundario. En esta
figura se muestra claramente la disposición del par recto de reducción, formado por
el piñón (A) del secundario y la corona (B) que forma parte del mecanismo
diferencial (C).
105
1.1.1.2.10. Sistemas de mando en las cajas de velocidades
La selección de las distintas relaciones del cambio de velocidades se logra con el
desplazamiento adecuado de los sincronizadores, como ya se ha visto en los
distintos modelos de cajas explicados. En gargantas apropiadas de las coronas de
sincronización se alojan las horquillas de mando que, a su vez, pueden ser movidas
por las barras desplazables a las que van fijadas. El conjunto de horquillas de
mando, barras desplazables y los correspondientes fiadores de posición recibe el
nombre de mando interno de las velocidades.
La figura 2.34 muestra el emplazamiento de las horquillas de mando (1) y (3) sobre
las gargantas correspondientes de las coronas de los sincronizadores, para el
accionamiento de los mismos. Estas horquillas se unen a unas barras desplazables
(2), que son accionadas por el dedo selector (6) de la palanca de cambios (4),
articulada en la rótula (5) sobre la tapa de la carcasa del cambio.
Cuando la implantación de la caja de velocidades en vehículo es propicia, se
dispone sobre ella la palanca del cambio (que maneja el conductor), de manera que
actúe directamente sobre las barras desplazables, para conseguir el movimiento de
las mismas en el sentido adecuado, tal como se muestra en la figura 2.34; pero
como este caso es poco frecuente, generalmente se adopta un sistema de mando a
base de bieletas que realizan la unión mecánica entre la palanca de cambio y las
barras desplazables. A este conjunto se le conoce con el nombre de mando externo
de velocidades.
106
Figura 2.34. Disposición del mando interno de las velocidades
La figura 2.35 muestra la disposición de un mando interno que acciona
directamente las barras desplazables con la palanca (P) del cambio de velocidad
que, articulando en su rótula esférica (C), posibilita los movimientos del extremo
inferior (I) de la misma, encajando en el montaje en las escotaduras (E) de las que
van provistas cada una de las barras desplazables. De esta manera se consigue
seleccionar el movimiento de cualquiera de las barras desplazables y sus
correspondientes horquillas, para la obtención de las distintas relaciones del
cambio. Hay que destacar, en esta disposición, que el mando del piñón desplazable
de marcha atrás se obtiene por medio del balancín (B).
107
Figura 2.35. Despiece de un mando
interno de velocidades
Figura 2.36. Disposición y
despiece del mando
externo de las
velocidades
En otros casos, las barras desplazables son accionadas por una barra adicional 1
(fig. 2.36) provista de un dedo selector (2) que encaja en las escotaduras de las
108
barras desplazables, de manera similar a la anteriormente descrita. Esta
disposición es utilizada cuando no es posible emplazar la palanca del cambio
directamente sobre la caja de velocidades y, entonces, es necesario utilizar un
conjunto de palancas (3) de enlace entre la palanca del cambio (4) y el dedo
selector (2). Este conjunto constituye el mando externo.
La figura 2.37 muestra con detalle el posicionamiento del dedo selector sobre las
barras desplazables, encajado en las escotaduras de manera que puede
desplazarse sobre ellas en sentido transversal, como indican las flechas, y hacia
adelante o atrás (mediante rotación del eje), para producir el desplazamiento de
cada una de las barras de selección de las velocidades.
El conjunto de eje selector y dedo se aloja en una carcasa, en la que se disponen
los muelles (1) y (2) que posicionan el dedo selector normalmente en la escotadura
de la barra desplazable correspondiente a 3a y 4a velocidades cuando la palanca de
cambio se encuentra en la posición de punto muerto, donde el muelle (1) empuja al
dedo selector hacia esa posición, hasta hacer tope contra el muelle (2), más fuerte.
Para seleccionar la 1ª ó 2ª velocidad, el eje de selección es accionado desde la
palanca del cambio desplazándose a la izquierda contra la acción del muelle (1),
hasta que el circlip apoya en la arandela, en cuyo instante el dedo queda
posicionado en la escotadura de la barra correspondiente a estas velocidades. Para
seleccionar la marcha atrás (AR), el eje de selección es desplazado hacia la
derecha contra la acción del muelle (2), mucho más fuerte que el 1, lo que
constituye un tope muy efectivo.
109
Cada una de las barras desplazables está provista de las escotaduras (F, fig. 2.35)
en las cuales puede alojarse una bola presionada por un muelle. En la posición de
punto muerto, la bola encaja en la escotadura central, fijando la barra en esta
posición, e impidiendo cualquier desplazamiento de la misma, como consecuencia
de las vibraciones o sacudidas que se producen con la marcha del vehículo.
Figura 2.37. Detalle de posicionamiento del dedo
selector
110
Cuando el conductor manipula la palanca del cambio para seleccionar una
velocidad, realiza un determinado movimiento, mediante el cual se produce el
desplazamiento de una de las barras (según la velocidad seleccionada), que
venciendo la acción del muelle, hace saltar la bola, la cual se alojará nuevamente
en otra escotadura una vez seleccionada la velocidad, fijando la barra en esa
posición para impedir que la velocidad se salga debido a las vibraciones o
sacudidas de la marcha.
Además de las escotaduras citadas, las barras desplazables presentan otras (G),
interrelacionadas entre sí, que mediante unos fiadores evitan el movimiento de
cualquier barra desplazable de su posición de punto muerto, mientras se encuentre
desplazada una de ellas por haber seleccionado una velocidad. Se evita de esta
forma la posibilidad de seleccionar dos velocidades a la vez, lo que sería causa de
rotura inevitable de los engranajes del cambio de velocidades.
Este conjunto de bolas y fiadores se aloja en orificios practicados en la carcasa del
cambio, posicionados perpendicularmente a las barras desplazables. La figura 2.38
muestra el emplazamiento de bolas y fiadores sobre las barras desplazables. Las
bolas (1) y (2), presionadas por sus correspondientes muelles, se alojan en las
escotaduras de las barras desplazables de manera que fijan su posición de punto
muerto o de velocidad engranada. Cuando el conductor selecciona una velocidad,
la barra se desplaza, haciendo que la rampa de la escotadura empuje a la bola
contra su muelle, permitiendo el desplazamiento de la barra hasta la posición de
velocidad engranada, en la que la bola se incrusta en una nueva escotadura,
fijando así la posición en la nueva velocidad seleccionada.
111
Con este mismo movimiento de la barra desplazable se consigue que los fiadores
(3) y (4) enclaven las barras restantes, evitando que puedan engranar dos
velocidades a la vez. Si es la barra (5) la que se mueve, el fiador (3) es empujado
fuera de su escotadura, encajándose en la escotadura de la barra (6) que, de esta
manera, queda enclavada. Al mismo tiempo, por medio del empujador (8), el fiador
(3) presiona sobre el (4), que a su vez se incrusta en la escotadura de la barra (7),
impidiendo todo desplazamiento de la misma.
Figura 2.38. Emplazamiento de los fiadores del mando de las velocidades
La figura 2.39 muestra en detalle esta misma disposición, donde puede verse el
enclavamiento de una barra cuando la otra se ha desplazado de su posición de
punto muerto. Para que el sistema funcione correctamente, se dispone la longitud
de los fiadores y la profundidad de las muescas de manera conveniente para que el
desplazamiento de una barra produzca el enclavamiento de las otras dos.
112
Figura 2.39. Dispositivo para el enclavamiento de las velocidades
Cuando, por las características constructivas de la caja de velocidades, deban
disponerse las barras desplazables en otra posición, como puede ser la
representada en la figura 2.40, se utiliza un disco para el enclavamiento, dispuesto
de manera que el movimiento de cualquiera de las barras desplazables lo empuje a
incrustarse en las escotaduras de las otras dos, dejándolas enclavadas.
Cuando la implantación de la caja de velocidades sobre el vehículo no permite el
montaje directo sobre ella de la palanca de velocidades, se dispone un sistema de
mando a distancia, como ya se ha dicho. En la figura 2.40 se ha representado
esquemáticamente un mando externo de velocidades, donde puede verse que los
movimientos de la palanca del cambio son transmitidos al dedo selector por medio
de un sistema de bielas y palancas, capaces de producir los movimientos que
marcan las flechas de la figura, para seleccionar las distintas velocidades actuando
sobre las barras desplazables. El detalle de la figura muestra los recorridos de la
bola de la palanca del cambio.
113
Figura 2.40. Detalle del
mecanismo de enclavamiento
de las velocidades
Figura 2.41. Mando externo de las velocidades
1.1.1.2.11. Características de las cajas de cambio
Existe una gran variedad de modelos de cajas de cambio en cuanto a su estructura
se refiere; pero en lo esencial, todas son similares, utilizando los convencionales
sistemas de engranajes y demás mecanismos ya mencionados, encerrados en una
114
carcasa generalmente de aleación ligera, cuya estructura se adapta a los
mecanismos internos, sistema de mando y acoplamiento al motor.
El rodar de los engranajes de la caja de cambios requiere una buena lubricación,
que atenúe el desgaste que se produce en los dentados de los piñones, como
consecuencia de su movimiento, y los esfuerzos a que están sometidos. El engrase
del conjunto de mecanismos se realiza por medio del aceite contenido en el interior
de la caja de cambios, que alcanza un determinado nivel, que impone el tapón de
llenado situado generalmente en un lateral de la carcasa, como se ha señalizado en
la figura 2.42. En su movimiento, los piñones pulverizan este aceite y lo proyectan
hacia todos los puntos, impregnando la totalidad de los mecanismos, que resultan
así suficientemente lubricados. La centrifugación del aceite ocasionada por el giro
de los engranajes produce una circulación de aceite desde el centro hacia la
periferia de los piñones, que es aprovechada para engrasar la zona de
acoplamiento de los piñones locos sobre el árbol.
Figura 2.42. Ubicación de los tapones
de llenado y vaciado del aceite de una
caja de cambios
115
Para este fin se disponen unas perforaciones adecuadas en los ejes de los trenes
de engranajes (fig. 2.43), de manera que el aceite pueda penetrar en su interior,
aspirado por el efecto de centrifugación, pasando a la zona de acoplamiento del
piñón en el eje y saliendo por el orificio de evacuación. De manera similar se
engrasan los cojinetes de apoyo de los árboles de engranajes, a los que el aceite
salpicado llega por un conducto superior y es evacuado por otro inferior, como
muestra esta misma figura.
Figura 2.43. Dispositivos de engrase en las cajas de cambio
Para evitar que el aceite contenido en la caja de cambios pueda salir al exterior, la
unión de las distintas piezas a la carcasa debe ser estanca, lo que se logra con la
interposición de juntas adecuadas. Entre los ejes y la carcasa se interponen los
116
correspondientes retenes. La figura 2.44 muestra las zonas de estanqueidad de
una caja y los elementos utilizados para realizarla, que pueden ser: pasta selladora,
junta tórica o junta labiada (retén).
Figura 2.44. Ubicación de las juntas de estanqueidad en la caja de cambios
La ventilación interna se realiza a través de un aireador o respiradero, consistente
en una pequeña tubuladura, emplazada en una zona de la caja que se encuentra
fuera del alcance de las proyecciones de aceite y desemboca en el exterior de la
caja a través de una válvula que dificulta la salida de aceite. Este respiradero evita
que se creen presiones en el interior de la caja, capaces de provocar fugas de
aceite a través de las juntas de estanqueidad. La figura 2.42 muestra el
emplazamiento de esta válvula en la parte superior de la carcasa del cambio.
117
El aceite utilizado en la lubricación es mineral, generalmente de graduación SAE90, que tiene la propiedad fundamental de formar película consistente entre los
flancos de los dientes, que no se rompe fácilmente por presión, soportando las
elevadas temperaturas de funcionamiento (superiores en algunos casos a los
140°C).
Los engranajes de la caja son del tipo de dentado helicoidal, dado que presentan
ventajas esenciales sobre los de dentado recto, como son: un funcionamiento
silencioso y un desgaste mejor repartido entre los flancos del diente. En estos
engranajes, el esfuerzo total a que están sometidos en su funcionamiento se
descompone en tres direcciones: tangencial o de giro, axial y normal. Las
reacciones que provocan en los apoyos son, en consecuencia, de la misma clase;
por cuya causa suelen colocarse los piñones de tal modo que las componentes
axiales se compensen en parte, reduciéndose así el esfuerzo axial total. Este tipo
de dentado requiere la presencia de topes axiales en los extremos del eje, que en
general están constituidos por los propios cojinetes de rodillos troncocónicos,
emplazados en los extremos de los árboles de engranajes, en su acoplamiento a la
carcasa de la caja.
El piñón de toma constante del primario transmite todo el esfuerzo motor, debiendo
estar calculado para soportar el par máximo de éste. El valor del radio primitivo de
este piñón (que determina su dimensión y número de dientes), se fija generalmente
por sucesivos tanteos, tomando valores comprendidos entre 5/20 y 6/20 de la
carrera del cilindro motor, lo que supone generalmente un número de dientes
superior a 17. El de toma constante del tren intermediario se determina en función
118
de las relaciones deseadas para las distintas marchas.
Para repartir el desgaste de los dientes por igual en esta pareja de piñones y al
mismo tiempo evitar vibraciones en su funcionamiento, se fabrican de manera que
sus números de dientes sean primos entre sí.
1.1.1.2.12. Transmisiones automáticas
1.1.1.2.12.1. Convertidor hidráulico de par
Una caja de velocidades del tipo de engranajes paralelos, como es sabido, es un
convertidor mecánico de par, pues aumenta el par desarrollado por el motor en su
aplicación a las ruedas matrices, disminuyendo el giro de éstas. El convertidor
hidráulico de par realiza una función análoga, basándose en los efectos hidráulicos
que se producen en los embragues de este tipo, a los cuales se asemeja en su
constitución, comportándose de idéntica forma en algunas fases de su
funcionamiento, pero con diferencias fundamentales en otras, que le capacitan para
transmitir pares de salida superiores varias veces al de entrada, lo que no es
posible lograr con el simple embrague hidráulico.
El convertidor hidráulico de par actúa como embrague cuando el vehículo ha de
iniciar el movimiento partiendo del reposo, ejerciendo la máxima tracción cuando la
turbina está en pérdida o funcionamiento lento, lo que corresponde al instante en
que se requiere el máximo par. Conforme aumenta la velocidad de la turbina, la
multiplicación del par disminuye automáticamente, hasta que el par de salida es
119
aproximadamente igual al de entrada, existiendo muy poca diferencia entre las
velocidades del impulsor y la turbina.
Esencialmente el convertidor se diferencia del embrague hidráulico (fig. 2.45) en
que incluye un nuevo elemento, denominado reactor, instalado entre la bomba y la
turbina, que recoge el aceite a la salida de esta última y le da una orientación
adecuada para que incida convenientemente en los álabes de la bomba. Al entrar el
líquido en ésta con una inclinación adecuada, se restituye una parte de la energía
no gastada en la turbina, o lo que es igual, se ayuda a que gire la bomba, lo que
constituye un aumento del par motor.
Figura 2.45. Elementos del convertidor hidráulico de par
Al contrario de los embragues hidráulicos, en los que las palas del impulsor y la
turbina son rectas, en los convertidores hidráulicos las palas de éstos, así como las
120
del reactor, forman unos determinados ángulos de entrada y salida coordinados
entre sí, estando correspondientemente curvadas. En el funcionamiento, el aceite
es enviado desde la bomba, directamente hacia la turbina (fig. 2.46), proyectándose
de esta forma por la acción de la fuerza centrífuga. Ya en la turbina resbala hacia el
centro de la misma, para salir desde aquí hacia el reactor con la debida orientación
para incidir en sus álabes, que desviarán el aceite nuevamente para hacerlo incidir
sobre los álabes de la bomba en su zona central. Desde ésta, por la acción de la
fuerza centrífuga pasa a la zona externa para salir proyectado nuevamente hacia la
turbina, formando así el torbellino tórico.
Figura 2.46. Sentido del movimiento del aceite
En la figura 2.47 puede verse esquemáticamente y en sección la realización de un
convertidor hidráulico de par, donde la bomba o impulsor (I) se encuentra unida al
cigüeñal a través de la carcasa (C), mientras que la turbina (T) se enlaza al eje
121
primario de la caja de velocidades. El reactor (R) está montado sobre el cárter de la
caja de cambios a través de una rueda libre. De esta manera, la turbina (T) gira
libremente en el interior de la carcasa (C), unida a la bomba (I).
Figura 2.47. Estructura de un convertidor hidráulico de par
Al girar la bomba (I), el aceite que se encuentra entre sus palas es lanzado hacia
afuera y a la turbina (T) por efecto de la fuerza centrífuga. La energía mecánica
cedida por el motor es transmitida en forma de energía hidrodinámica a la turbina,
dentro de la cual esta energía del aceite vuelve a transformarse en energía
mecánica (par y número de revoluciones) al desviarse la vena líquida en los
122
canales curvados de las paletas.
El aceite que sale de la turbina en contra del sentido de giro incide sobre el reactor
(R), que es retenido por la rueda libre en la dirección de giro contraria al impulsor (I,
véase también fig. 2.46). Las palas del reactor desvían el aceite de nuevo en el
sentido de giro de la bomba y, debido a esta desviación, en el reactor se produce
un par que a través de la rueda libre encuentra apoyo en el cárter y se transmite por
el aceite a la bomba.
La suma de los dos pares (el cedido por el motor a la bomba y el transmitido por el
reactor a esta misma), es igual al par cedido por la turbina a la caja de cambios. La
relación entre el par saliente y el entrante en el momento de arrancar el vehículo es
aproximadamente de 3:1. La conversión va disminuyendo a medida que aumenta el
número de revoluciones de la turbina, cambiando también continuamente el sentido
de incidencia de la corriente sobre el reactor y su desviación en el mismo.
Si la corriente de aceite incide sobre el dorso de las paletas del reactor, ya no tiene
lugar ninguna desviación en él, por lo que comienza a girar en el mismo sentido que
la bomba y la turbina, alcanzando la conversión de par el valor 1. Este momento de
servicio, en el que la relación del número de revoluciones es de 0,86 a 0,91:1, se
denomina punto de embrague. Por encima del mismo, el convertidor realiza la función de un embrague hidráulico y alcanza un rendimiento máximo de un 98%.
Así pues, la ventaja esencial del convertidor con respecto al simple embrague
hidráulico es que en el primero puede aumentarse el par motor, pues cuando existe
resbalamiento entre la bomba y la turbina (por ejemplo al subir una pendiente el
123
vehículo), el aceite que regresa de la turbina a la bomba se somete en el reactor a
un cambio de dirección, tomando la inclinación y velocidad más adecuadas para
incidir en las palas del impulsor, sumándose su velocidad a la que le proporciona la
bomba. Como consecuencia, se hace mayor la velocidad con que es impulsado
hacia la turbina, lo que supone un mayor esfuerzo en ésta o, lo que es igual, un
aumento del par.
1.1.1.2.12.2. Cajas de cambio automáticas
Un sistema de transmisión automática es aquel en que las distintas relaciones son
seleccionadas en función de la velocidad del vehículo y del régimen motor, sin que
el conductor se vea obligado a determinar el instante del cambio de relación, ni
realizar operación alguna para este fin. Un vehículo dotado de este sistema de
transmisión solamente requiere una palanca capaz de seleccionar la marcha
adelante o hacia atrás, mientras que la velocidad del mismo y los cambios de
relación se gobiernan directamente con el acelerador. Ello permite una conducción
flexible y económica, o deportiva, de acuerdo con la manera en que se solicite el
pedal del acelerador, dispensando al conductor de las acciones del cambio de
relación y la consiguiente maniobra del embrague, que le permiten una mayor
concentración en la pura conducción del vehículo, sin distracciones.
La figura 2.48 muestra la estructura de una transmisión automática constituida
esencialmente por el mecanismo desmultiplicador (2), que recibe movimiento del
motor a través del convertidor hidráulico (1) y lo transmite a las ruedas, en este
124
Figura 2.48. Estructura de una transmisión automática
caso a través del par cónico y diferencial (4, tracción delantera). El mecanismo
desmultiplicador está constituido por trenes de engranajes epicicloidales que
establecen las relaciones de desmultiplicación, gobernados por elementos
mecánicos (frenos y embragues), hidráulicos (6) y eléctricos o electrónicos (7). El
par cónico de reducción realiza una función análoga al de un cambio convencional,
125
incluyendo una pareja de piñones (8), llamados de descenso, que transmiten el
movimiento desde el eje de salida del mecanismo desmultiplicador al piñón cónico y
corona del diferencial.
La palanca de selección de un cambio automático (fig. 2.49) suele adoptar las
siguientes posiciones:
•
"P" Aparcamiento y posición de arranque:
Cuando se selecciona esta posición, el eje de salida del movimiento queda
enclavado por medio de un trinquete, con lo cual la transmisión queda
bloqueada. Este dispositivo consiste en una rueda dentada instalada en el
árbol de salida de movimiento, que puede ser enclavada por el dedo de
aparcamiento, que es desplazado hacia la rueda por un pulsador activado
por la palanca se lectora, cuando ocupa la posición "P". Si el dedo no
penetra en una muesca, un muelle lo mantendrá bajo tensión y al menor
desplazamiento del vehículo, el dedo encajará en una muesca.
En esta posición de la palanca se lectora puede accionarse el motor de
arranque. Se utiliza en los estacionamientos del vehículo y debe ser
solicitada solamente cuando éste se encuentre completamente parado.
•
"R" Marcha atrás:
En esta posición de la palanca selectora se activan los mecanismos de
mando correspondientes y la relación "marcha atrás" queda seleccionada. El
movimiento del vehículo se inicia en cuanto se acelera, por lo cual debe
126
Figura 2.49. Palanca selectora de un cambio automático y mecanismo de enclavamiento
seleccionarse únicamente a vehículo parado. Generalmente, esta posición
de la palanca selectora se encuentra bloqueada para una velocidad del
vehículo en marcha adelante superior a 10 km/h.
127
•
"N" Punto muerto y posición de arranque:
La transmisión automática se encuentra en punto muerto, permitiendo el
arranque y posterior giro del motor, sin que sea transmitido movimiento a las
ruedas. En esta posición, el vehículo puede ser empujado y también
remolcado en trayectos cortos.
•
"D" Directa:
Es la posición automática de marcha adelante, en la cual las distintas
relaciones engranan automáticamente, en función de las solicitaciones del
acelerador y la velocidad del vehículo. Generalmente se selecciona esta
posición para la circulación del vehículo por carretera y zonas urbanas. En
cuanto la palanca ocupa esta posición, queda enclavada la primera relación
del cambio, que puede ser seleccionada tanto a vehículo parado como en
marcha.
•
"2" o "S" Segunda impuesta:
En esta posición solamente se producen los cambios de 1ª a 2ª y a la
inversa, todo ello automáticamente en función de la velocidad del vehículo y
el régimen del motor, quedando por tanto limitado el cambio a estas dos
relaciones. Se utiliza esta posición preferentemente en circulación por
montaña y puede ser seleccionada tanto a vehículo parado como en marcha.
En esta última condición, si el vehículo circula en posición "D", con la 3ª
velocidad engranada, solamente puede seleccionarse la posición "2" si el
régimen motor es inferior a un cierto valor, dependiendo esta limitación del
128
tipo de transmisión automática.
Cuando se selecciona esta posición a vehículo parado, queda engranada la
primera velocidad de inmediato.
•
"1" o "L" Primera impuesta:
En esta posición queda seleccionada la 1ª velocidad, sin que se pueda
pasar automáticamente a otra relación. Con el vehículo en marcha,
solamente puede seleccionarse para velocidades inferiores a 50 km/h.
Las palancas de mando utilizadas en las transmisiones automáticas tienen un
recorrido rectilíneo y disponen de un seguro vertical que evita el paso a las
posiciones (P), (R), o (1) al desplazar accidentalmente la palanca. El seguro se
desbloquea mediante el dispositivo instalado en la parte inferior de la empuñadura.
Al oprimirla, se levanta un trinquete que se coloca frente al sector correspondiente a
las posiciones de la palanca, como indica la figura.
Los momentos en que se producen los cambios de relación con el vehículo en
marcha dependen de la velocidad adquirida, aunque también interviene la posición
del acelerador. Al pisar éste a fondo, se consigue el mayor rendimiento de cada
velocidad, mientras que si se acelera parcialmente, el cambio de relación se
produce a un régimen del motor bastante más bajo. También existe un dispositivo
automático que funciona al pisar bruscamente a fondo el acelerador, mediante el
cual se obtiene el paso a una velocidad más corta, siempre que las revoluciones del
motor no suban en exceso.
129
Así pues, existen tres posiciones características del acelerador, que determinan los
instantes de los cambios de relación, denominadas "PL" o poca aceleración, "PF" o
plenos gases y "RC" o retrocontacto, en la que al final de los plenos gases se activa
un interruptor para realizar el cambio a una relación inferior si el régimen de giro del
motor lo permite.
La figura 2.50 muestra un ejemplo de los umbrales de paso de las distintas
relaciones de marcha de un cambio automático de tres velocidades. Como puede
observarse, para la posición "PL" del acelerador (poca aceleración), el salto de 1ª a
2ª se produce a 25 km/h y el de 2ª a 3ª a 50 km/h, mientras que en las posiciones
"PF" (plenos gases) y "RC" (retrocontacto), el paso se realiza a velocidades
considerablemente más altas. Del mismo modo, en las retenciones o descensos de
la velocidad del vehículo, dependiendo de la posición del acelerador, el paso de 3ª
a 2ª, o de 2ª a 1ª se produce a distintas velocidades de marcha.
Figura 2.50. Umbrales de
paso de las relaciones de
marcha en función de la
posición del acelerador
Los umbrales de paso se modifican también en función de la posición que ocupe la
130
palanca selectora. La figura 2.51 muestra en esquema los umbrales de paso de las
velocidades en otro modelo de caja, para las posiciones "D" y "S", tanto en los
cambios a una marcha superior como a otra inferior. Aquí puede observarse, por
ejemplo, que en la posición "D", el paso de la a 2ª se realiza a una velocidad de 30
km/h, mientras que en la posición "S" se efectúa a 33 km/h, ambos casos para
posición "PL" del acelerador, mientras que en las plenas cargas estos umbrales de
paso están en 68 y 77 km/h respectivamente.
Figura 2.51. Umbrales de paso de las relaciones de marcha en función de la posición de la palanca selectora
1.1.1.2.12.3. Engranajes epicicloidales
Las cajas de cambio automáticas utilizan para la transmisión del movimiento un tipo
de engranajes llamados epicicloida1es o planetarios, en los que pueden obtenerse
131
diferentes
combinaciones
sin
necesidad
de
mover
piñones
ni
coronas
desp1azab1es. Las ruedas dentadas se encuentran permanentemente engranadas
y un cambio de marcha se obtiene mediante el accionamiento hidráulico de
embragues y cintas de freno, adecuadamente combinados, que frenan o bloquean
los distintos componentes del sistema planetario.
Un tren epicicloidal está constituido por un piñón planetario P (fig. 2.52), con
dentado externo, los satélites (S) en número de tres generalmente, el portasatélites
(PS) al cual se fijan éstos en sus ejes de giro y la corona (C) dentada interiormente.
Un tren de estas características puede suministrar varias relaciones y para obtener
cada desmultiplicación basta con solicitar dos de los elementos del tren. De esta
manera, las distintas relaciones se obtienen por el frenado de uno cualquiera de los
componentes (planetario, satélites o corona), o bloqueando el tren completo. Así,
las distintas relaciones se obtienen en la práctica de la siguiente forma:
Figura 2.52. Tren planetario
132
a) Cuando se frena la corona (detalle A de la figura 2.53) y se da movimiento al
planetario, se produce el arrastre de los satélites por parte de éste, que
ruedan sobre el dentado de la corona, produciendo a su vez la rotación del
portasatélites, resultando así una desmultiplicación grande. Si el movimiento
se diera al portasatélites, se produciría el arrastre del planetario y una
multiplicación de giro.
Figura 2.53. Obtención de movimiento en un tren planetario
b) Si el planetario es retenido (detalle B) y se da movimiento a la corona, se
obtiene el arrastre de los satélites, que ruedan sobre el dentado del
planetario, impulsando al portasatélites, consiguiéndose una relación de
desmultiplicación relativamente pequeña. Por el contrario, si se da
movimiento a los satélites se produce el arrastre de la corona, con la
consiguiente multiplicación de giro.
c) Frenando el portasatélites y dando movimiento al planetario, como indica el
detalle (C), se produce el arrastre de la corona, pues los satélites giran sobre
133
sus ejes, impulsados por el planetario, transmitiendo el movimiento de éste a
la corona, que gira en sentido contrario, obteniéndose una desmultiplicación.
Esta combinación tiene aplicación en la marcha atrás. Dando movimiento a
la corona, se obtendría una multiplicación del giro transmitido al planetario.
d) Bloqueando los elementos entre sí y dando movimiento al planetario, el
conjunto gira solidario efectuando una transmisión directa de movimiento.
1.1.1.2.12.4. Combinación de trenes epicicloidales
Mediante la utilización de un tren de engranajes planetarios, pueden obtenerse
distintas desmultiplicaciones frenando y dando movimiento a los distintos
componentes, como ya se ha visto. No obstante, con el fin de ajustar las relaciones
de desmultiplicación a las necesidades del vehículo, las cajas de cambio
automáticas suelen disponer varios trenes epicicloidales, de los que ciertos
elementos están unidos entre si de forma permanente y otros se enclavan
temporalmente por medio de sistemas de embrague, o son detenidos por medio de
frenos de cinta accionados, como los embragues, por dispositivos hidráulicos, para
obtener las distintas relaciones. Estos dispositivos son gobernados por el pedal del
acelerador y por el movimiento de las ruedas, actuando así para seleccionar las
distintas relaciones con arreglo al giro del motor y a la velocidad del vehículo, lo que
unido al mecanismo convertidor de par da una marcha suave y sin brusquedades al
vehículo, sin que el conductor deba preocuparse de efectuar los cambios de
velocidad (se seleccionan automáticamente) ni del manejo del embrague, que en
134
este caso se suprime.
La figura 2.54 muestra esquemáticamente la combinación de dos trenes
epicicloidales, cuyos elementos constitutivos son idénticos. Están vinculados entre
sí por los planetarios (P 1) y (P2), labrados en un sólo piñón y por la unión rígida del
portasatélites (PS 1) con la corona (C2). La salida del movimiento se realiza en esta
disposición por medio del eje del portasatélites (PS 1), como puede verse en la
figura, mientras que la entrada de movimiento se efectúa a través de un eje interior
al del portasatélites (el rayado en la figura), que termina en un tambor, que puede
ser embragado al perteneciente a los planetarios (P1 y P2, exterior a él), o al de la
corona (C1, interior).
Figura 2.54. Combinación de dos trenes epicicloidales
135
Figura 2.55. Elementos mecánicos de mando de un sistema planetario
En la figura 2.55 se han representado los elementos mecánicos de mando, que
frenan o embragan los distintos componentes de los trenes epicicloidales para
obtener las distintas relaciones. Para poder solicitar (C1), (PS2) y el conjunto de
planetarios (P), con arreglo a las condiciones necesarias para cada relación, se
utilizan los embragues o frenos de tipo multidisco en baño de aceite, que son
accionados por un circuito hidráulico. De esta manera, (C1) puede ser arrastrada
por el embrague (E1), (PS2) puede ser bloqueado por el freno (F1) y (P) puede ser
arrastrado por el embrague (E2) o bloqueado por el freno (F2), según las
condiciones requeridas para obtener las distintas relaciones, que en esta
disposición se logran de la siguiente forma:
136
•
Marcha atrás: se obtiene frenando (PS2) con el freno (F1) y dando
movimiento al conjunto de planetarios (P), embragándolo con el tambor
impulsor (el rayado en la figura), por medio del embrague (E2). Con el giro
de (P) se produce el rodar de los satélites (S2) sobre sus ejes de giro, ya que
el portasatélites está frenado. De esta manera, la corona (C2) es arrastrada
en sentido contrario al planetario (P) y con una cierta desmultiplicación,
dependiente de la relación del número de dientes entre ambos. Por otra
parte, el movimiento de (P) de un lado y (PS1) de otro (este último es
arrastrado por C2), transmiten el empuje a la corona (C1), que gira en vacío.
•
Primera velocidad: manteniendo frenado (PS2) por medio de (F1) y dando
movimiento a (C1) al embragarlo por medio de E1 con el tambor rayado en la
figura, se obtiene esta primera velocidad. E] giro de (C1) es transmitido a (P)
por medio de los satélites (S1), que giran a la velocidad de (C2) puesto que
están unidos a ésta, de forma que el giro de (P) produce el arrastre de (C2PS1).
•
Segunda velocidad: se obtiene frenando (P) por medio de (F2) y dando
movimiento a (C1) activando (E1), que de esta forma arrastra consigo a los
satélites (S1), que ruedan sobre (P) y obligan a girar al portasatélites (PS1),
que transmite el movimiento de salida. Mientras tanto, (PS2) gira en vacío.
•
Tercera velocidad: embragando al tiempo (P1-P2) y (C1) con el tambor de
entrada del movimiento (el rayado en la figura) al activar (E1) y (E2), se
obtiene el bloqueo del tren (1), con el cual el árbol de salida (PSl-C2) gira a
137
la misma velocidad que el de entrada, obteniéndose una relación directa.
En otros modelos de cajas automáticas, se adopta una disposición especial de los
trenes de engranajes epicicloidales, en lo que puede definirse como "agrupación
dos en uno", disposición ésta en la que se utiliza una sola corona, común a los dos
trenes, cada uno de los cuales está dotado de sus correspondientes planetarios y
satélites, de los cuales los primeros son independientes entre sí, mientras que los
segundos están enlazados por engrane directo. Este tipo de disposición se conoce
con el nombre de "planetario Ravigneaux".
Figura 2.56. Estructura de un tren planetario Ravigneaux
138
La figura 2.56 muestra esta disposición, donde puede verse que la corona (C)
engrana directamente con el conjunto de satélites (S2), montados sobre el mismo
eje portasatélites, de manera que uno de ellos engrane en el planetario (P2),
mientras el otro está engranado al satélite (S1), quien a su vez lo hace con el
planetario (P1). Tanto los satélites (S1), como los (S2), se encuentran fijados a la
misma corona portasatélites. La figura 2.57 muestra en vista frontal y perfil este
mismo sistema, donde se aprecia la disposición de engranaje de los planetarios 4 y
5 con sus respectivos satélites 3 y 2, engranados a su vez entre sí y el último de
ellos, además, con la corona 1.
Figura 2.57. Configuración del tren planetario Ravigneaux
En la figura 2.58 se muestra el esquema de esta disposición, donde puede verse
que el movimiento de la turbina puede ser aplicado a cada uno de los planetarios
(P1) y (P2), activando los correspondientes embragues (E1) y (E2). Este
139
movimiento será transmitido a través de los satélites (S1) y (S2) a la corona (C) y
desde ella al par cónico y a las ruedas. En la obtención de las distintas relaciones,
el freno (F1) actúa sobre el eje portasatélites (común a S1 y S2), el cual está
montado sobre un sistema de rueda libre (RL), que solamente permite el giro del
portasatélites en un sentido. El freno (F2) produce el enclavamiento del planetario
(P2) cuando es activado por el circuito hidráulico de mando.
Figura 2.58. Esquema de un sistema planetario Ravigneaux para cambio automático
La figura 2.59 muestra la cadena cinemática de obtención de las distintas
relaciones de marcha en un tren epicicloidal Ravigneaux. En la primera velocidad,
el movimiento de la turbina es trasmitido directamente al planetario (P1, ver también
fig. 2.58), el cual arrastra en su giro los satélites (S1), que a su vez transmiten el
movimiento a los satélites (S2), quienes arrastran la corona (C) en el mismo sentido
140
de giro pero a una velocidad reducida. Hay que destacar que en esta relación de
marcha, el portasatélites permanece inmóvil por la acción de la rueda libre sobre el
que va montado, girando los satélites sobre sus ejes respectivos, sin movimiento de
traslación. Efectivamente, el giro de los satélites (S1) arrastrados por el planetario
(P1) tiende a desplazar al portasatélites en sentido de giro contrario al planetario
(P1), a lo cual se opone la rueda libre sobre la que se monta este eje portasatélites.
Figura 2.59. Cadena cinemática
del tren Ravigneaux
Para la obtención de la segunda velocidad, el movimiento de la turbina está
aplicado al planetario (P1), mientras que el (P2) se mantiene inmovilizado. En estas
condiciones, el planetario (P1) da movimiento a los satélites (S1) y éstos a los (S2),
quienes, a su vez, arrastran la corona (C), rodando al mismo tiempo sobre el
141
planetario (P2) con un movimiento de traslación. Con ello se obtiene una relación
de desmultiplicación menor que en el caso anterior.
En la tercera velocidad el giro de la turbina es transmitido a la vez a ambos
planetarios (P1) y (P2), los cuales tienden a arrastrar a sus respectivos satélites
(S1) y (S2). Como estos satélites están engranados entre sí y tienden a girar en
sentido contrario unos de los otros, se produce un bloqueo del tren epicicloidal,
como consecuencia del cual la corona es arrastrada a la misma velocidad de giro
de los planetarios, obteniéndose así la directa.
En la obtención de la marcha atrás, el movimiento de la turbina es transmitido al
planetario (P2), mientras el portasatélites es bloqueado. En estas condiciones, el
planetario (P2) transmite movimiento a los satélites (S2) directamente, que girando
sobre sus ejes, sin traslación, arrastran la corona (C) en sentido contrario al giro del
planetario, obteniéndose así la marcha atrás.
En algunos modelos de caja automática con tren Ravigneaux se obtiene una cuarta
velocidad transmitiendo el movimiento de la turbina directamente al portasatélites e
inmovilizando al mismo tiempo el planetario (P2). Con ello se consigue el arrastre
de la corona directamente por los satélites, que ruedan sobre el planetario,
consiguiéndose así una multiplicación de giro y, por tanto, una relación de marcha
superior a la directa.
142
1.1.1.2.12.5. Elementos mecánicos de mando del cambio automático
En las cajas automáticas, la selección progresiva de las distintas relaciones de
marcha se consigue, como ya se ha dicho, mediante la utilización de distintos
frenos y embragues, que actúan sobre tambores apropiados, los cuales están
instalados sobre los ejes de planetarios, corona o portasatélites. Estos frenos y
embragues
son
accionados
por
sistemas
hidráulicos,
como
veremos
posteriormente. Otros elementos de mando mecánico de las cajas automáticas son
la rueda libre y el dispositivo mecánico de aparcamiento.
a) Embragues
Como ya se ha mencionado, la misión de los diferentes embragues de un
cambio automático es la de enlazar rígidamente dos componentes de los
trenes epicicloidales, para lograr una determinada relación de marcha. En su
constitución están formados por un conjunto de discos guarnecidos,
intercalados entre discos de acero, que son presionados por un pistón, que a
su vez puede ser desplazado por presión hidráulica.
La figura 2.60 muestra en sección y despiece la constitución de un embrague
de tipo multidisco, utilizado en los cambios automáticos actuales. El conjunto
de discos guarnecidos (3) y de acero (4) está alojado en la campana (7), que
a su vez va estriada sobre el eje del planetario (9), de manera que ambos
son solidarios. En el interior de esta campana (7) se aloja también el tambor
del buje (15), sobre el que se acoplan los discos guarnecidos (3) por medio
de estrías, mientras que los discos de acero encajan en la campana (7) por
143
medio de resaltes. De esta manera, los discos guarnecidos son solidarios del
buje, mientras los de acero lo son de la campana.
El conjunto de discos recibe por un extremo el plato de apoyo (2), fijado a la
campana por el circlip (1), y por el otro extremo el plato de empuje (5), sobre
el que acopla el pistón (6), alojado en el cilindro formado en la campana (7).
Constituido así el sistema, el embrague se activa cuando llega hasta él la
presión hidráulica de mando a través del orificio (8) de comunicación con el
cilindro, aplicándose contra la cara derecha del pistón (6).
Figura 2.60. Constitución de un embrague multidisco
144
En estas condiciones se produce el desplazamiento hacia la izquierda del
pistón, comprimiendo el conjunto de discos guarnecidos y de acero,
haciéndolos solidarios, con lo cual el giro que desde la turbina del convertidor
hidráulico recibe el buje (15), es transmitido a la campana (7) y planetario (9),
a través del conjunto de discos.
Cuando el sistema hidráulico de mando no envía presión a este dispositivo,
la fuerza que contra el pistón realiza el muelle antagonista (10) lo hace
retroceder, liberando de presión al conjunto de discos, con lo que se produce
el desacoplo entre el tambor (15) y la campana (7), que en este caso ya no
resulta arrastrada en el giro.
b) Frenos
Tecnológicamente hablando, los sistemas de freno utilizados generalmente
en las cajas automáticas son similares a los embragues, con la salvedad de
que aquí la función que realizan es la de bloquear uno de los elementos del
tren epicicloidal, para lo cual uno de los componentes del conjunto de discos
debe estar fijado a la carcasa del cambio, mientras el otro se une al elemento
del tren epicicloidal. De esta manera, cuando se activa el freno, este
componente está bloqueado al solidarizarse a la carcasa del cambio.
La figura 2.61 muestra un dispositivo de freno para bloqueo del planetario
(P), donde el cuerpo de freno (6) está fijado a la carcasa del cambio y en su
interior se aloja el conjunto de discos, de los cuales los metálicos se fijan al
cuerpo de freno y los guarnecidos al cubo de embrague (E), que a su vez va
145
montado sobre estrías en el eje del planetario (P).
En el cuerpo de freno se forma el cilindro de mando, en el cual se aloja el
pistón (4), que bajo la presión hidráulica de mando puede desplazarse contra
el conjunto de discos, a los que presiona por medio del plato de empuje (2),
contra el plato de apoyo (1). De esta manera, los discos se solidarizan,
quedando unidos rígidamente el tambor (E) y el cuerpo de freno (6), y
bloqueado el planetario (P). Cuando el sistema hidráulico de mando corta la
presión de envío, el pistón (4) retrocede por la acción de los muelles
periféricos (3), que actúan sobre el plato de empuje (2), quedando liberados
los discos, con lo cual el tambor (E) puede girar libremente y, con él, el
planetario (P).
En otros modelos de cajas automáticas, el sistema de discos se sustituye por
una cinta de freno (8, fig. 2.62), fijada a la carcasa del cambio, que actúa
sobre el exterior de un tambor A para bloquearlo. En el interior de este
tambor se aloja el tren planetario, cuyo planeta forma parte del mismo
tambor de freno, que de esta manera puede ser frenado en determinados
momentos. El accionamiento de la cinta de freno se consigue en este caso
por medio de un servo (fig. 2.63), cuyo pistón es desplazado por la presión
hidráulica, provocando el cierre de la cinta de freno, a la que se enlaza por
medio de un vástago.
146
Figura 2.61. Dispositivo de freno multidisco
Figura 2.62. Dispositivo de freno de
cinta
147
Figura 2.63. Sistema de mando
de la cinta de freno
c) Rueda libre
En algunos modelos de caja automática se utiliza una rueda libre para el
bloqueo de uno de los componentes del tren epicicloidal, en uno de sus
sentidos de giro. La figura 2.64 muestra la constitución de este sistema,
montado en el interior de una corona inmóvil (A, solidaria en este caso con el
cárter de la caja automática), en la que se aloja una segunda corona (D),
vinculada al portasatélites del tren planetario. Entre estas dos coronas se
acopla el mecanismo de rueda libre, constituido por un determinado número
de elementos, formados a su vez por un cuerpo (C) y un rodillo (B) con
muelle.
En el sentido de rotación posible de la corona D vinculada al portasatélites, el
giro de ésta arrastra los rodillos, contra la oposición de los muelles,
permitiendo el giro de esta corona; pero cuando el sentido de rotación de la
misma es contrario al anterior, los rodillos se acuñan en el cuerpo,
148
bloqueando la rotación de la corona.
Figura 2.64.
Dispositivo de
rueda libre
d) Rueda de aparcamiento
Como ya se describió en la figura 2.49, la rueda de aparcamiento es un
mecanismo de enclavamiento de la transmisión automática, que se acciona
cuando la palanca selectora se lleva a la posición (P). La figura 2.65 muestra
la implantación de este mecanismo en una caja automática. En el eje de
salida se dispone la corona dentada (6), en cuyos huecos de dentado puede
encajar el dedo de enclavamiento (5), cuando es activado el mecanismo, lo
cual se logra accionando la palanca de mando, que va enlazada al eje (1),
del cual es solidario el sector dentado (9), que por medio del muelle espiral
(2) presiona la leva (3), que se aplica contra el dedo de enclavamiento (5),
montado sobre el eje (7) y mantenido en posición de reposo por el muelle
espiral (4).
149
Figura 2.65. Mecanismo de enclavamiento de la rueda de aparcamiento
Si en la ejecución de la maniobra el dedo de enclavamiento se presenta
sobre uno de los dientes de la rueda de aparcamiento, se produce la
compresión del muelle (4), que aplica fuertemente el dedo (6) sobre la
corona dentada, de manera que a cualquier pequeño movimiento de ésta
será capaz de introducir el dedo en uno de los huecos entre dientes.
1.1.1.2.12.6. Elementos hidráulicos de mando
La selección automática de las distintas relaciones de marcha en los cambios
automáticos se realiza por mediación de circuitos hidráulicos generalmente,
150
ayudados en algunas ocasiones por elementos eléctricos o electrónicos.
Figura 2.66. Circuito hidráulico de mando de una caja automática
El diseño de estos circuitos varía de unos modelos a otros, según el cambio
automático al que se aplican, pero en lo esencial difieren poco y utilizan
componentes similares. La figura 2.66 muestra el esquema de un circuito hidráulico
de mando, en este caso el utilizado en la caja explicada en la figura 2.58. La
activación de los frenos y embragues, para la obtención de las distintas relaciones
151
de marcha, está encomendada al distribuidor hidráulico (3), del que forman parte
varias válvulas de corredera, delimitadas en el esquema con líneas de trazos.
Hasta aquí se hace llegar el aceite a presión procedente de la bomba (P), que
también lo envía directamente al convertidor hidráulico de par (1) y a los puntos de
engrase (2) del cambio automático, como muestra la figura. Desde el distribuidor
hidráulico, el aceite puede pasar a los frenos y embragues, siguiendo un recorrido a
través de las distintas válvulas de paso, que depende de la posición que ocupa la
palanca selectora de velocidades, que actúa sobre la válvula corredera (4)
integrada en el distribuidor. Para una determinada posición de esta palanca, la
selección de las distintas relaciones de marcha es comandada por las
electroválvulas (5) y (6), que a su vez son gobernadas por el módulo electrónico
(C), cuyas señales de mando las proporciona el regulador-comparador (G), en
función de la velocidad del vehículo.
En el sistema de mando reseñado, los circuitos hidráulicos y electrónicos están
estrechamente relacionados para la obtención de las distintas relaciones de
marcha. La figura 2.67 muestra esquemáticamente una visión de conjunto
complementaria del circuito hidráulico de la figura anterior. La velocidad del vehículo es detectada por el captador (1) y la posición del acelerador por medio del
sector (3), transmitiéndose ambas informaciones al calculador electrónico (2), que
también recibe información del interruptor (4) de fin de recorrido del acelerador y del
interruptor general (6) de posición de la palanca del cambio (5), que se activa al
mismo tiempo que la válvula de corredera (7). En función de estas informaciones
son activadas convenientemente las electroválvulas (8 y 9), para conseguir las
152
diferentes relaciones de marcha. En el cuadro de esta misma figura se indican los
elementos solicitados para la obtención de cada una de estas relaciones.
Figura 2.67. Componentes del sistema de mando de una caja automática
153
La bomba de aceite utilizada en los circuitos hidráulicos suele ser del tipo de
engranajes de dentado interior y se encuentra situada en la mayor parte de los
casos en la zona delantera del cárter del cambio, como muestra la figura 2.68,
recibiendo movimiento del motor a través del convertidor de par o embrague
hidráulico (según los casos), a cuya bomba o impulsor se une, suministrando bajo
presión el aceite necesario (siempre que el motor esté en funcionamiento) para
activar los distintos frenos y embragues de los trenes epicicloidales. En otras
ocasiones se sitúa en la parte trasera del cambio, recibiendo movimiento desde el
impulsor por mediación de un eje de mando. En cualquier caso, este tipo de bomba
suministra un caudal de aceite proporcional al régimen del motor, aspirándolo del
cárter inferior a través de un colador, para enviarlo a los diferentes circuitos de
accionamiento y engrase.
1
Figura 2.68. Ubicación de la bomba de aceite
154
El distribuidor hidráulico suministra el aceite a los distintos elementos del sistema, a
los que llega con la presión adecuada, efectuando la alimentación de embragues y
frenos, con el fin de obtener automáticamente las distintas relaciones del cambio.
Dependiendo del tipo de caja automática en el que se monten, los distribuidores
hidráulicos resultan diferentes en construcción, pero de funcionamiento análogo. En
la mayor palie de las aplicaciones son ayudados en su trabajo por componentes
eléctricos o electrónicos, como las electroválvulas ya mencionadas.
Para realizar las funciones que le son propias, el distribuidor hidráulico dispone
básicamente de una serie de válvulas como se representó en la figura 2.66, de
entre las que cabe destacar: válvula reguladora de presión (7), válvula manual (4),
válvula de paso (3) y válvula de secuencias (8).
En la figura 2.69 se muestra esquemáticamente el circuito hidráulico de
interconexión de estas válvulas fundamentales.
La válvula reguladora de presión (R), regula la presión del aceite que alimenta el
convertidor hidráulico de par, el circuito de engrase y el distribuidor hidráulico, a un
valor comprendido generalmente entre 3 y 5 bares. Esta presión queda aplicada a
la válvula manual (VM) y a través de ella a la de paso (VP) y la de secuencias (VR),
así como a los frenos, embragues y electropilotos, como puede verse también en la
figura 2.66.
La válvula manual (VM) tiene como función informar al distribuidor hidráulico de las
posiciones de punto muerto, marcha adelante o marcha atrás, para lo cual es
mandada desde la palanca selectora que maneja el conductor. Esta válvula
155
Figura 2.69. Circuito hidráulico de las válvulas del sistema de mando
distribuye el aceite hacia los embragues y los frenos, a los que llega a través de las
válvulas de paso y de secuencias, con la que está conectada, como puede verse en
la figura. En cada una de las posiciones de la palanca selectora, la válvula manual
abre o cierra determinados circuitos para llevar el aceite a presión a los
componentes que en cada caso corresponda.
La válvula reguladora de presión (R) está alimentada directamente desde la bomba
de aceite, de manera que cuando la presión de envío sube por encima de un
determinado valor, es capaz de producir el desplazamiento de una corredera, con lo
156
cual el exceso de presión es desahogado desde el conducto de llegada hasta el
cárter. El descenso consiguiente de la presión hace volver al distribuidor de
corredera a su posición inicial, empujado por un muelle, tapándose nuevamente el
orificio de descarga y repitiéndose el ciclo.
En un extremo de la válvula reguladora de presión se dispone, además, una
cápsula de depresión (fig. 2.70), cuya membrana está unida a la corredera del
distribuidor por medio de una varilla de empuje.
Figura 2.70. Disposición de la válvula reguladora de presión
157
Este tipo de regulador está constituido por una corredera desplazable (5),
mantenida en posición de reposo por el muelle antagonista (R1). De la corredera
forman parte los pistones (4) y (2), a los que está aplicada la presión de envío de la
bomba de aceite, a través de sus respectivos canales de alimentación (3) y (1), el
primero de los cuales pasa a través de la válvula manual, como se vio en la anterior
figura. En la posición de reposo, la corredera obtura el canal de alimentación (7),
por el que también llega aceite a presión directamente desde la bomba. La
corredera está enlazada por uno de sus extremos a la cápsula de depresión (6)
gobernada por el vacío de la admisión del motor.
Cuando los niveles de presión actuantes en los émbolos (2) y (4) son superiores a
la acción conjunta de: muelle antagonista (R1) y la cápsula de depresión con su
muelle (R2), se produce el desplazamiento de: conjunto hacia la derecha, con lo
cual la corredera (5) pone en comunicación el conducto de alimentación (7) con el
de vertido (8), permitiendo el escape de aceite hacia el cárter, con el consiguiente
descenso de la presión, que de esta manera queda regulada al valor conjunto de la
fuerza del muelle antagonista (R1), más la acción de la cápsula de depresión y su
muelle (R2), cuya fuerza depende de la posición de la membrana, es decir, del
grado de vacío actuante, que depende de la carga del motor.
Con el motor en ralentí, la mariposa de gases permanece cerrada, existiendo en el
colector de admisión una gran depresión, que actúa sobre la cámara de la
membrana, causando el desplazamiento de ésta hacia la derecha. Con este
movimiento se produce la compresión del muelle (R2) y la varilla de empuje se retira de su contacto con el vástago de la corredera. En esta situación, la cápsula no
158
ejerce acción alguna sobre la válvula y la presión de trabajo impuesta por ésta es
baja, lo que corresponde a un giro del motor en ralentí, donde el par a transmitir es
bajo.
Cuando el motor funciona a plenos gases (mariposa abierta totalmente), en el
colector de admisión reina la presión atmosférica, por lo cual, la membrana se
encuentra en equilibrio, ya que por ambos lados está sometida a la misma presión
(la atmosférica). En estas condiciones, el muelle (R2) desplaza la varilla de empuje
hacia la izquierda, entrando en contacto con el vástago de la corredera del
distribuidor de regulación. La acción combinada de estos dos muelles (R1 y R2)
ahora, hace que suba la presión de regulación, puesto que es necesaria una mayor
presión para que se produzca el desplazamiento del distribuidor de regulación hacia
la derecha.
Entre estos dos extremos existe toda una gama de fases intermedias. La cápsula
modula la presión de trabajo en función de la carga del motor.
Las modificaciones de la regulación de presión impuestas por la cápsula de vacío,
determinan el paso a una relación de marcha superior, que depende, en este caso,
de la posición que ocupa el pedal del acelerador.
El emplazamiento y constitución de las distintas válvulas se muestra en la figura
2.71, siendo 3 la válvula limitadora de presión VLP, acoplada al distribuidor por
medio de la bola 1 y muelle 2. Las válvulas de secuencia son 6 y 7, mientras 8 y 10
son las válvulas de paso. La válvula reguladora de presión VRP es 11 y 14 es la
válvula manual VM. La ubicación del conjunto distribuidor hidráulico en la caja
159
automática se vio en 6 de la figura 2.48, que muestra, además, la posición que
ocupan los electropilotos 7, bomba 5 y trenes epicicloidales 2, con sus frenos F1 y
F2 y embragues E1 y E2.
Figura 2.71. Emplazamiento de las válvulas en el distribuidor hidráulico
1.1.1.2.12.7. Funcionamiento del sistema hidráulico
El funcionamiento automático de las cajas de este tipo está regulado por el circuito
hidráulico, como ya se ha dicho, que es el que determina la relación que debe
seleccionarse en función de las condiciones de funcionamiento del motor y la
marcha del vehículo. En la selección de las relaciones intervienen la válvula manual
y las válvulas de paso, junto con los electropilotos incorporados a ellas que, como
160
veremos más adelante, reciben las señales eléctricas de una central electrónica.
Para las distintas posiciones que puede ocupar la palanca selectora que maneja el
conductor, se obtienen los resultados siguientes:
•
Posición N: Punto muerto
La figura 2.72 muestra las posiciones que ocupan los diferentes
c
o
m
p
o
n
e
n
t
e
s
p
a
r
a
Figura 2.72. Posición de componentes del sistema hidráulico en punto muerto
161
la posición (N) de la palanca selectora, la cual actúa directamente sobre la
válvula manual (VM), al tiempo que cierra los circuitos eléctricos de los
electropilotos (EL1) y (EL2). En estas condiciones, la bomba (P) alimenta
simultáneamente el convertidor hidráulico, válvula de regulación de presión
(VRP), válvula manual (VM) y válvula de paso (VP).
En esta posición de la válvula manual no se permite la alimentación de
ninguno de los elementos de mando de los trenes epicicloidales, con lo que
se obtiene la posición de punto muerto. Al mismo tiempo, como los dos
electropilotos obturan los conductos de aceite respectivos, la presión se
ejerce en el lado derecho de la corredera de la válvula de paso (VP),
manteniéndola en posición extrema, cortando el paso de aceite para los
distintos frenos y embragues alimentados por ella.
Así pues, para esta posición de la palanca selectora ninguno de los órganos
de mando está activado, quedando la caja en posición de punto muerto. Sin
embargo, el convertidor hidráulico y el sistema de engrase del cambio están
alimentados de aceite, como puede verse en la figura.
•
Posición A: Automática
Cuando la palanca selectora se coloca en esta posición para obtener una
conducción enteramente automática, la válvula manual es llevada a la
posición representada en la figura 2.73, al tiempo que el contactor (A) del
calculador electrónico establece el circuito eléctrico correspondiente.
Si el vehículo está detenido, la tensión del generador de impulsos es nula y
162
los electropilotos (EL1) y (EL2) son alimentados de corriente eléctrica, al
mismo tiempo que la válvula manual (VM) conserva abiertos los circuitos
hacia los electropilotos (como en la posición N) y, además, permite la
alimentación directa del embrague (E1) y la parte izquierda de la válvula de
paso (VP).
Figura 2.73. Circuito hidráulico en la posición A
Dado que la parte derecha de la válvula de paso presenta una mayor sección
163
que la zona izquierda, la corredera de esta válvula se mantiene desplazada
hacia la izquierda y, en estas condiciones, solamente es alimentado el
embrague (E1), con lo cual se obtiene la primera relación de marcha,
comenzando a rodar el vehículo.
A medida que el vehículo adquiere velocidad, la tensión eléctrica del
generador de impulsos va aumentando, hasta que alcanzado un determinado
valor, el electropiloto (EL1) es activado, permitiendo la salida de aceite por él
hacia el rebose. Con ello se produce un descenso de la presión aplicada a la
d
e
r
e
c
h
a
d
e
l
a
Figura 2.74. Posición de los mecanismos para la obtención de la 3ª relación de marcha
164
cremallera de la válvula de paso (VP), que se desplaza en este mismo
sentido hasta obturar el canal de comunicación con (EL1) para encontrar una
nueva posición de equilibrio, en la cual quedan comunicados los canales 1 y
2 de esta válvula de paso, permitiendo la llegada de presión hasta la válvula
de secuencias (VR), desde donde es alimentado el freno (F2) a través del
conducto (6).
Así pues, en esta nueva posición quedan alimentados el embrague (E1) y el
freno (F2), lo que corresponde a la segunda velocidad automática, como se
describió en el funcionamiento reseñado en la figura 2.58 correspondiente a
esta misma caja.
Si el vehículo continúa aumentando de velocidad, solicitado por el conductor,
la tensión eléctrica del generador sigue creciendo hasta un valor tal que
activa el electropiloto (EL2, fig. 2.74), permitiendo el escape de presión a su
través. Con ello, la corredera de la válvula (VP) se desplaza un poco más a
la derecha, hasta obturar el canal de comunicación con (EL2), encontrando
allí su nueva posición de equilibrio, en la cual permite la alimentación de
ambos extremos de la válvula de secuencias (VR), a través de los conductos
(2) y (3), al tiempo que el segundo de ellos alimenta directamente al
embrague (E2). En esta nueva posición de la válvula de secuencias, queda
cortada la comunicación con el freno (F2) que estaba establecida
anteriormente y, ahora, son alimentados los embragues (E1) y (E2), lo que
supone la selección de la tercera velocidad automática.
165
En los descensos de velocidad del vehículo, la selección de velocidades en
descenso se produce con un funcionamiento inverso al descrito.
•
Posición 2 (Segunda impuesta)
Cuando se lleva la palanca de mando a esta posición (fig. 2.75), se obtiene
c
o
m
o
s
a
b
e
m
o
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u
n
a
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Figura 2.75. Circuito hidráulico en la posición 2
166
onducción automática en las dos primeras relaciones, para lo cual, en esta
posición de la palanca se activa el interruptor (2), que a su vez bloquea el
electropiloto (EL2), impidiendo que a su través pueda descargarse la presión
de aceite, con lo cual la corredera de la válvula (VP) no puede ir más allá de
la posición de equilibrio representada en la figura, en la que puede ser
alimentado solamente el freno (F2) a través de la válvula de secuencias (VR)
y el embrague (E1) directamente. El paso de primera a segunda y a la
inversa, se produce como en el caso de la selección automática (posición A
de la palanca), impidiéndose así el paso a tercera velocidad.
•
Posición 1 (Primera impuesta)
En esta posición de la palanca selectora se bloquean ambos electropilotos,
en cuyo caso solamente puede ser alimentado el embrague (E1), con lo que
se obtiene la primera relación, sin que sea posible el paso a otra cualquiera.
•
Posición R (Marcha atrás)
Para esta posición de la palanca selectora (fig. 2.76), el interruptor R produce
el bloqueo de los dos electropilotos, al tiempo que la corredera de la válvula
manual ocupa la posición representada en la figura, en la cual se permite el
paso de presión hacia el extremo derecho de la válvula de paso (VP) y hacia
el centro de ésta por el canal (7), encontrando el equilibrio en la posición
representada. En estas condiciones son alimentados el embrague (E2)
directamente por el conducto (8) y el extremo derecho de la válvula de
secuencias por el conducto (9), mientras que desde el conducto (4) se
167
alimenta el freno (F1) a través de la válvula de secuencias (VR). En
consecuencia, están alimentados el embrague (E2) y el freno (F1), con lo
que se logra la relación de marcha atrás.
Figura 2.76. Circuito hidráulico en la posición R
•
Posición P (Aparcamiento)
Cuando se lleva la palanca del cambio a esta posición (fig. 2.77), la válvula
manual se sitúa como en la posición (N), impidiendo la alimentación de
168
cualquiera de los elementos de mando de los trenes epicicloidales,
quedando la caja en su posición de punto muerto. Al mismo tiempo y por
medio de un sistema de palancas se activa el mecanismo de enclavamiento
de la rueda de aparcamiento, como muestra el detalle de la figura.
Figura 2.77. Circuito hidráulico en la posición P
169
1.1.1.2.12.8. Elementos eléctricos de mando
En las cajas de cambio automáticas, cuyo sistema hidráulico de mando es ayudado
por componentes eléctricos o electrónicos, quedan simplificados notablemente los
circuitos hidráulicos, en beneficio de una mayor sencillez de fabricación, que por
otra parte facilita las intervenciones que deben realizarse. La fig. 2.78 muestra la
implantación de los distintos captadores, cuyo cometido fundamental pasamos a
describir.
Figura 2.78. Elementos eléctricos de mando de una caja automática
170
a) Electropilotos
Están emplazados en las válvulas de paso y tienen por misión abrir o cerrar
el canal de aceite de las mismas, para propiciar los desplazamientos de las
correderas y efectuar los cambios de relación. En cuanto a su constitución,
son electroválvulas compuestas por un electroimán y una bola de acero que
actúa como válvula, cerrando o abriendo el canal de aceite. Cuando se hace
llegar tensión eléctrica al electroimán se produce la atracción de la bola por
parte de éste, cerrándose el conducto de aceite. Si no llega tensión al
electroimán, la bola destapa el conducto permitiendo la salida de aceite.
La puesta bajo tensión de los electropilotos se realiza mediante la central
electrónica de mando, que determina los instantes precisos en que deben
ser activados los diferentes electropilotos.
b) Central electrónica
La central electrónica es la que determina los instantes en que deben
producirse los cambios de relación en la caja de cambios. Para ello es
preciso que reciba las informaciones necesarias de: velocidad del vehículo,
carga del motor y posición de la palanca selectora. Estas informaciones son
recibidas desde los captadores oportunos, emplazados en los lugares
adecuados y tratadas convenientemente en los circuitos electrónicos internos
y transformadas en impulsos eléctricos, que son enviados a los
electropilotos.
c) Captador de velocidad
171
Proporciona a la central electrónica la información de velocidad del vehículo,
para lo cual está emplazado en la propia caja de cambios, sobre el eje de
salida de la misma. Lo constituye un captador magnético de velocidad, capaz
de generar impulsos eléctricos, cuya frecuencia es proporcional a la
velocidad del vehículo. Este captador se emplaza frente a la rueda de
aparcamiento, de manera que el dentado de la misma produzca las
variaciones de entrehierro necesarias para generar la señal en el captador
magnético. En otros vehículos, el captador de velocidad es un generador
taquimétrico acoplado en la propia caja de cambios, de cuyo eje de salida
recibe movimiento, generando impulsos eléctricos que son enviados al
módulo electrónico para su tratamiento.
d) Captador de carga
Proporciona a la central electrónica la información necesaria de las
condiciones de carga del motor, para lo cual está ubicado sobre el eje de
mando de la mariposa de gases en el carburador, o caja de mariposa, según
los casos. Consiste en un potenciómetro cuya resistencia eléctrica varía
proporcionalmente con la posición de apertura de la mariposa de gases. En
algunos vehículos, el captador de carga se acopla directamente sobre el
generador taquimétrico para modificar las señales eléctricas que éste
produce, adecuándolas a la velocidad del vehículo y a la carga del motor.
e) Contactor multifunción
Proporciona a la central electrónica la información necesaria sobre la
172
posición que ocupa la palanca selectora. Por esta causa está emplazado
sobre la caja de velocidades, en la unión a ella de la palanca del cambio. Las
distintas posiciones de la palanca selectora son reconocidas en la central
electrónica por la variación de la señal recibida del contactar multifunción.
f) Retrocontacto
Es un interruptor posicionado en el final de recorrido del pedal de acelerador,
que envía una señal eléctrica al módulo electrónico cuando se alcanza esta
posición, al tiempo que se presiona el pedal para vencer la fuerza de un
muelle tarado.
1.1.1.2.12.9. Cambio automático por variador continuo
Desde hace algunos años está siendo utilizado en vehículos de turismo de pequeña
cilindrada, un cambio automático por sistema de variador continuo de velocidad,
similar al utilizado en motocicletas.
Consiste este sistema en una transmisión que adecua su desarrollo de modo
constante en función de las condiciones de marcha del vehículo y los
requerimientos de la conducción. Para conseguirlo se disponen dos poleas de
diámetro efectivo variable, unidas por medio de una correa metálica, como muestra
la figura 2.79.
173
Figura 2.79. Variador continuo de velocidad
Las poleas pueden modificar la anchura de sus gargantas por desplazamiento de
una de las caras sobre la otra (lateralmente), lo cual se logra aplicando a la cara
móvil una determinada presión de aceite, que es proporcionada por una bomba
instalada en la propia caja de cambios. De esta manera, resulta que el diámetro de
las poleas es variable, correspondiendo a cada una de estas variaciones una
determinada relación de marcha y, dado que existe un número infinito de
variaciones, se logra con ello un número de marchas también infinito, es decir, una
variación continua de la relación de marcha.
Cuando las dos caras de la polea conductora están separadas, las de la polea
conducida están juntas y existe una importante desmultiplicación en el giro
transmitido. Lo contrario ocurre cuando con el aumento del régimen del motor la
174
presión de aceite sube, desplazada la cara móvil de la polea de arrastre aumentando el diámetro, al tiempo que la polea conducida es obligada contra la acción de
un potente muelle a disminuir su diámetro, adecuándolo a la longitud de la correa.
En estas condiciones, se produce una multiplicación del giro transmitido por el
motor.
Este tipo de caja automática dispone de un embrague electromagnético, como se
muestra en la figura, formado por dos tambores coaxiales de acero, contenidos uno
en el otro y separados por una escasa distancia, que a su vez se rellena de polvo
de hierro. En el tambor interior se dispone una bobina, que cuando recibe corriente
eléctrica magnetiza el tambor, así como el entrehierro existente, produciendo la
aglomeración del polvo de hierro, que a su vez solidariza el giro de ambos
tambores, de los cuales el interior está unido al eje motor y el exterior al eje de
entrada de la caja de cambios. Se comprende que cuanto mayor sea la corriente
eléctrica que pase por la bobina, mayor será la acción magnética de ésta y, variando la corriente de forma adecuada, puede conseguirse una buena progresividad en
la acción de embragado. El proceso de variación de la corriente está controlado por
un sistema electrónico, que a su vez toma datos de la velocidad del vehículo,
régimen motor y posiciones del acelerador y la palanca del cambio.
175
La estrategia de mando de este tipo de embrague hace que se conecte a partir de
las 1.200 r.p.m. del motor aproximadamente y desconecte para velocidades del
vehículo inferiores a los 12 km/h. De acuerdo con la forma en que se solicite el
acelerador, el motor sube de régimen hasta un determinado valor, mientras las
gargantas de las poleas van modificando el diámetro y, consecuentemente, el
desarrollo, a medida que el vehículo gana en velocidad, sin que el conductor sienta
los cambios de marcha, que se producen de una manera continua.
Figura 2.80. Caja de cambios automática de variador continuo
176
La figura 2.80 muestra en sección este modelo de caja automática, en la que puede
verse que además del sistema variador continuo formado por las poleas, se
dispone un tren de engranajes paralelos con sincronizador para conseguir dos
desmultiplicaciones en el eje de salida y, por tanto, dos desarrollos distintos, de los
cuales el más corto se utiliza en recorridos de montaña y retenciones del motor.
Además de ello se acopla en la caja un tren adicional, para invertir el sentido de
giro del eje de salida para obtener la marcha atrás.
1.1.1.2.12.10. Cambio automático DSG
La caja de cambios DSG (Direct Shift Gearbox) es un desarrollo del grupo
Volkswagen. Tiene seis velocidades, y, como un cambio manual, tiene un par de
engranajes para cada relación. Lo que distingue a este cambio es que
prácticamente equivale a dos cajas de cambio normales, unidas y concéntricas: hay
dos embragues, dos árboles primarios y dos árboles secundarios (figura 2.81).
Al tener dos cajas de cambio juntas, el cambio no consiste en desengranar una
marcha y engranar otra, sino en embragar una de las cajas y en desembragar la
otra; por eso puede haber dos marchas seleccionadas simultáneamente. Este
procedimiento es mucho más rápido que el de un cambio normal, y tiene la ventaja
de que las ruedas nunca dejan de recibir fuerza del motor.
En un cambio de pares de engranajes normal, el mecanismo que cambia de
marcha es un desplazable que, al moverse, desconecta una marcha y conecta otra.
En el cambio DSG hay también desplazables, pero dos de ellos pueden estar
177
conectados simultáneamente. Cuando se circula en segunda, el desplazable de la
tercera puede estar conectado.
Figura 2.81. Componentes de la caja automática DSG
El proceso de cambio de marcha lo hace un sistema de dos embragues. En el
ejemplo anterior, un embrague está conectado a segunda velocidad y otro a la
tercera. Cuando el coche circula en segunda, sólo el embrague correspondiente
178
está embragado. Cuando cambia a tercera, se desembraga el del eje de la segunda
y embraga el de la tercera.
El cambio tiene un control electrónico con las funciones normales y, además,
determina qué marcha se preselecciona (si el coche va en tercera, se puede
preseleccionar la segunda o la cuarta).
El eje del motor está conectado a dos embragues multidisco independientes y
concéntricos.
Cada embrague tiene mando hidráulico
y está controlado
electrónicamente. De cada embrague parte un árbol primario, también concéntricos
(verde y rojo). En las figuras 2.82 y 2.83, el rojo es el de las marchas impares (y la
marcha atrás) y el verde es el de las marchas pares. Hay también dos árboles
secundarios, uno para las cuatro marchas más cortas, otro para las dos más largas
y la marcha atrás.
Las figuras 2.82 y 2.83 representan un cambio de primera a segunda. Inicialmente
(figura 2.82), la fuerza del motor (línea continua amarilla) se transmite a través uno
de los embragues multidisco (el rojo), a uno de los árboles primarios (rojo) y, de ahí,
al par de engranajes de primera velocidad (el piñón rojo más grande del árbol
secundario). Simultáneamente está preseleccionada la segunda velocidad. La línea
amarilla discontinua indica que por ahí pasaría la fuerza del motor si el otro
embrague (el verde) estuviera embragado: a través del árbol primario verde hacia
los piñones de segunda.
179
Figura 2.82. 1ª marcha engranada y 2ª preseleccionada
En la figura 2.83 se puede ver que el embrague rojo se desembraga y el verde se
embraga. La fuerza del motor (línea continua amarilla) pasa a través del árbol
primario verde hacia el par de piñones de segunda (en el árbol secundario, el piñón
verde). Simultáneamente, el desplazable del eje secundario se ha movido desde la
primera hacia la tercera. De esta manera, la tercera está preseleccionada. Con un
nuevo cambio de embragues se conectaría la tercera.
180
Figura 2.83. 2ª marcha engranada y 3ª preseleccionada
181
1.1.1.3. TRANSMISIÓN DEL MOVIMIENTO A LAS RUEDAS
1.1.1.3.1. Árbol de transmisión
La transmisión del movimiento de rotación desde la caja de velocidades hasta las
ruedas se realiza por medio de ejes de acero llamados comúnmente transmisiones.
El tipo y la calidad de los árboles de transmisión utilizados depende de diversos
factores, de entre los cuales cabe destacar: el par a transmitir, la velocidad de
rotación máxima y el tipo de propulsión del vehículo.
En función de la implantación del grupo motopropulsor en el vehículo, el sistema de
transmisión del movimiento a las ruedas difiere esencialmente de unos modelos a
otros, como es sabido, pudiéndose establecer dos grupos:
a) En los vehículos de motor y tracción delanteros, o los de motor y propulsión
traseros, el secundario de la caja de velocidades termina en un piñón cónico,
como es conocido, que da movimiento a una corona, la cual, a su vez, lo
transmite directamente a las ruedas por medio de sendos ejes de
transmisión, emplazados transversalmente en el vehículo.
b) En los vehículos de motor delantero y propulsión trasera, el movimiento se
transmite desde la caja de velocidades al par cónico de reducción
(emplazado en el puente trasero) por mediación de un eje hueco llamado
árbol de transmisión, que está emplazado en sentido longitudinal al vehículo.
Esta última disposición es la considerada como convencional y fue muy utilizada
182
hasta hace algunos años, en que fue sustituida casi por completo en los vehículos
de turismo, que adoptan en general un sistema de tracción delantera, el cual será
descrito posteriormente.
La figura 3.1 muestra la implantación en vehículo del sistema convencional de
transmisión del movimiento a las ruedas, formado por la caja de velocidades (A),
árbol de transmisión (B) y puente trasero (C). El movimiento procedente de la caja
de velocidades es cambiado de sentido en 90° y redu cido al tiempo en el par cónico
emplazado en el puente trasero. De este último lo toman las ruedas por medio de
palieres que pasan por el interior de los tubos (D).
Figura 3.1. Componentes del sistema de transmisión convencional
La caja de velocidades va fijada al bloque motor y el conjunto se sujeta al bastidor
del vehículo, mientras que el puente trasero se une elásticamente al chasis por
medio del sistema de suspensión. Como debido a las irregularidades del terreno
183
por el que se circule el puente trasero adquiere un movimiento vertical de sube y
baja con respecto a la caja de velocidades, se comprende que el árbol de
transmisión ha de estar provisto de juntas elásticas que permitan estos
movimientos. Generalmente se emplean en número de dos, que se sitúan en
ambos extremos del árbol. Cuando la longitud de éste se hace excesiva a causa de
la distancia existente entre la caja de velocidades y el puente trasero, suele
disponerse un árbol de transmisión partido en dos mitades enlazadas por una
tercera junta elástica, como es el caso representado en la figura 3.1.
La figura 3.2 (detalle superior) muestra el enlace de la caja de velocidades (1) con
el puente trasero (6), por medio del árbol de transmisión (4), acoplado a estos
elementos por medio de las juntas elásticas (2) y (5). El detalle inferior muestra la
disposición de árbol partido, cuyas mitades (7) y (8) se unen entre sí por medio de
una tercera junta elástica (9).
Figura 3.2. Árbol de transmisión
184
Como el movimiento vertical del puente trasero altera constantemente la longitud
del árbol de transmisión, se hace necesaria la posibilidad de aumentar o disminuir
esta longitud, adaptándola a la requerida en cada caso en función de los
movimientos del puente trasero. Ello se consigue por medio de un acoplamiento
deslizante, que se dispone generalmente del lado de la salida de la caja de
velocidades, como se muestra en (3) y (9) de la figura. En el caso de árbol partido,
se dispone además un cojinete (10) en el extremo posterior del árbol intermedio (7).
La figura 3.3 muestra un árbol de transmisión cuyo acoplamiento deslizante (9)
permite las variaciones de longitud. Este dispositivo está formado por un manguito
estriado interiormente con el que ensambla la punta estriada del árbol de
transmisión (5). El manguito (9) se une en este caso al eje (1) de salida de la caja
de cambios por medio de la junta elástica (2), fijada en (3) y (7) al eje de salida y al
manguito deslizante, respectivamente. En su extremo posterior, el árbol de
transmisión termina en la junta cardan (10), que transmite el movimiento al eje de
entrada (13) del puente trasero.
Figura 3.3. Acoplamiento deslizante de la transmisión
185
El árbol de transmisión está sometido en su funcionamiento a esfuerzos de torsión
y de flexión. El primero de ellos es consecuencia de la transmisión del par a las
ruedas y resulta tanto mayor cuanto más lo sean el par transmitido y el par
resistente. Teniendo en cuenta que el par máximo a transmitir es el correspondiente
a la primera velocidad, la resistencia del árbol a los esfuerzos de torsión se calcula
para estas condiciones de funcionamiento. La calidad del material empleado en su
construcción juega un papel primordial en este aspecto.
Los esfuerzos de flexión son consecuencia de la velocidad de giro del árbol, que en
su rotación produce un pandeo al que se opone la propia resistencia del material.
Este pandeo es tanto mayor cuanto más lo sea la masa del árbol, por cuya causa
se fabrican huecos para disminuir la masa y, con ella, los esfuerzos de flexión.
1.1.1.3.2. Juntas universales
Las juntas elásticas de que va provisto el árbol de transmisión permiten el ballesteo
del puente trasero sin dejar de transmitirle el giro proporcionado por el motor,
cualquiera que sea el ángulo formado por sus ejes.
El modelo más sencillo de junta elástica es el representado en la figura 3.4,
constituido por un anillo flexible de caucho (2) acoplado entre dos mangones (1) y
(3). Generalmente, este tipo de junta elástica se llama flector y se dispone en la
salida de la caja de velocidades, como se vio en la figura 3.3. El disco flexible se
solidariza alternativamente con uno y otro mangón, de los cuales uno se monta
estriado en el eje de salida de la caja de cambios y el otro pertenece al árbol de
186
transmisión, fijándose ambos al disco por medio de tornillos.
Figura 3.4. Junta elástica del árbol de
transmisión
En este tipo de junta, cuando los ejes quedan desalineados por desviación del
ángulo que forman, el anillo flexible de la junta se deforma lo suficiente para permitir
el arrastre en rotación. En general, puede decirse que este tipo de junta elástica
admite variaciones angulares débiles (10° como máxi mo) y solamente puede
utilizarse para la transmisión de esfuerzos pequeños.
La junta universal utilizada actualmente casi en exclusiva en los árboles de
transmisión es la llamada "cardan", que se ha representado en la figura 3.5. Está
formada por la cruceta (2), a cuyos brazos se unen las horquillas (1) y (3) con
interposición de cojinetes de agujas.
187
Figura 3.5. Junta universal
cardan
La junta cardan presenta la ventaja esencial de poder transmitir elevados esfuerzos
de rotación, pero tiene el inconveniente de que cuando los ejes unidos por la junta
giran desalineados, el de salida se adelanta y retrasa periódicamente respecto al de
entrada, en función de la posición que ocupan entre sí.
Cuando los árboles están alineados, como muestra el detalle (1) de la figura 3.6, los
brazos de la cruceta siguen una trayectoria circular, de manera que si el árbol (A)
da una vuelta a velocidad constante, el árbol (B) sigue fielmente esta rotación a
velocidad constante. Por el contrario, cuando los árboles presentan una
desalineación angular, como muestra el detalle (2), los dos planos de las
trayectorias circulares seguidas por los brazos de la cruceta ya no se confunden y,
si el árbol (A) da una vuelta a velocidad constante, el (B) da una vuelta también,
pero a velocidad irregular. Efectivamente, para un cuarto de vuelta del árbol (A), los
brazos de la cruceta correspondientes al árbol (B) recorren un poco más de un
cuarto de vuelta; sin embargo, en el segundo cuarto de vuelta del árbol (A), el (B)
efectúa un giro de poco menos de un cuarto de vuelta, y así sucesivamente para
188
cada semivuelta.
Figura 3.6. Comportamiento de
las juntas cardan en el giro
Para una vuelta completa del árbol (A), el (B) hace exactamente una vuelta, pero
las velocidades instantáneas de ambos árboles son diferentes, adelantándose y
retrasándose periódicamente el árbol conducido. Como consecuencia de ello, los
engranajes de la caja de cambios y el puente trasero quedan sometidos a
variaciones de su velocidad angular y, por tanto, a esfuerzos alternos que
aumentan su fatiga. Cuanto mayor sea el ángulo fonl1ado por los ejes unidos a la
junta, mayor es la fluctuación de la velocidad angular del eje de salida, por cuya
causa las juntas cardan sólo son utilizables para desviaciones angulares máximas
de 15°.
Para compensar las variaciones periódicas de la velocidad angular debidas a la
presencia de la junta cardan, se disponen dos de éstas, una a cada extremo del
189
árbol de transmisión, de manera que sean compensados los adelantos y retrasos
del árbol conducido en la segunda junta cardan. Efectivamente, supongamos que
disponemos de una junta cardan simple (fig. 3.7), un árbol conductor (A) y un árbol
conducido (C), que forman entre sí un ángulo a. En la prolongación (C') del árbol
conducido se dispone otra junta cardan simple y su correspondiente árbol
conducido (B), que forman entre sí el mismo ángulo.
Figura 3.7. Acoplamiento de dos juntas cardan
Si los árboles (C) y (C') están perfectamente alineados, o constituyen un sólo eje, y
animamos al árbol A) de una velocidad constante, el árbol (C-C') se moverá con
una velocidad irregular, que a su vez transmitirá a (B) un movimiento que podrá ser
constante y regular, igual que el de (A), siempre que se cumplan las condiciones de
que:
•
Los dos árboles (A) y (B) formen el mismo ángulo con relación a (C-C') y que
190
los tres árboles estén en el mismo plano.
•
Las dos juntas cardan estén montadas de tal forma que las dos horquillas del
árbol intermedio estén en el mismo plano.
El acoplamiento descrito de estas dos juntas cardan se denomina acoplamiento
homocinético o junta homocinética. Existen muy diversos tipos de realizaciones de
juntas homocinéticas, siendo la más elemental la descrita, cuya posición de
montaje real en vehículo se representó en las figura 3.1 y 3.2.
1.1.1.3.3. Puente trasero
El puente trasero comprende los mecanismos de par cónico o grupo piñón-corona y
diferencial. En los vehículos de todo adelante o todo atrás, este conjunto está
alojado en la caja de velocidades, como ya se vio.
El giro del motor, que llega al puente trasero por medio del árbol de transmisión (fig.
3.8), tiene que aplicarse a las ruedas que están situadas en un eje perpendicular al
del árbol de transmisión, por lo que ha de cambiarse el giro en un ángulo de 90°, lo
cual se consigue por medio del par cónico formado por el piñón cónico y la corona.
El piñón cónico o piñón de ataque recibe el movimiento del árbol de transmisión y lo
comunica a la corona, que por mediación del mecanismo diferencial, lo pasa a los
palieres y a las ruedas.
191
Figura 3.8. Estructura del puente
trasero
La figura 3.9 muestra la disposición de montaje del par cónico y diferencial, donde
el piñón de ataque 14 engrana con la corona 3 a la que se fija el conjunto
diferencial, formado por los planetarios 4 y 5 y los satélites 6, a través de los cuales
se transmite el movimiento a los palieres y a las ruedas.
Figura 3.9. Disposición
de montaje del
conjunto par cónico y
diferencial
192
El conjunto está alojado en una envolvente o carcasa, donde el eje del piñón de
ataque apoya por medio de los cojinetes de rodillos troncocónicos (10) y (12),
separados por el manguito (11). El piñón toma la posición de ataque en la corona
que le imponen las arandelas de reglaje (7) y (13). La corona se fija al diferencial
que, a su vez, apoya en la carcasa por interposición de los cojinetes de rodillos
troncocónicos (2). El conjunto está sumergido en un baño de aceite que realiza el
engrase necesario.
De la carcasa salen las trompetas, por cuyo interior pasan los ejes que transmitirán
el movimiento a las ruedas (palieres).
Figura 3.10. Despiece del puente trasero
193
La figura 3.10 muestra el despiece de un puente trasero de tipo convencional
(rígido), en el cual los palieres o semiejes (9) quedan alojados en las trompetas (6),
apoyándose por su extremo interior en el conjunto diferencial (5), del cual reciben
movimiento, mientras que por el extremo exterior se apoyan en la trompeta por
medio del rodamiento (8). A la caja del diferencial (5) se fija la corona (4), que
recibe movimiento del piñón de ataque (3), alojado en la carcasa del diferencial,
apoyado sobre ella por medio de los cojinetes (1) y (7).
En otros casos, como el representado en la figura 3.11, los palieres van al
descubierto y enlazan con las ruedas por interposición de juntas universales, que
permiten los desplazamientos de las ruedas con respecto al puente en la marcha
del vehículo, ya que el puente está fijado al chasis en estos casos (suspensión
independiente de las ruedas traseras).
Figura 3.11. Disposición de montaje del puente trasero con suspensión independiente de las ruedas
194
En este tipo de puente, dada la disposición de ensamble rígido de la caja de
cambios y el puente trasero al chasis del vehículo, el árbol de transmisión no
necesita juntas elásticas para el enlace de ambos; sin embargo, los semiejes de
transmisión del movimiento a las ruedas deben disponer de juntas homocinéticas,
que permitan la transmisión del giro sin irregularidades cuando se produce el
desalineado de los ejes conductor y conducido por efecto de los movimientos
verticales de la rueda con respecto al puente, fijado al chasis. El tipo de junta
homocinética utilizado puede ser de doble cardan u otro modelo diferente, como se
verá posteriormente.
El sistema convencional, por el contrario (fig. 3.12), presenta una unión rígida del
tren trasero, cuyo conjunto se une al bastidor del vehículo por medio del sistema de
suspensión, basculando todo él con las irregularidades del terreno por el que se
circule. El cuerpo del puente soporta el peso del vehículo y su rigidez es la cualidad
fundamental, fabricándose por esta causa de acero estampado.
Figura 3.12. Estructura de
puente trasero rígido
195
La relación de desmultiplicación del par cónico suele estar comprendida entre 3:1 y
6:1, por lo cual el par transmitido a las ruedas queda multiplicado por esta cantidad,
mientras que el giro se reduce a una velocidad más adecuada a las ruedas
matrices. Esta relación de desmultiplicación varía de unos vehículos a otros y
depende, entre otros factores, del tamaño de los neumáticos que se monten y de la
potencia del motor, como ya se ha descrito.
Tanto el piñón cónico como la corona disponen de un dentado helicoida1, por las
ventajas que ello representa, atacando el primero a la segunda un poco por debajo
de su centro (fig. 3.13). Esta disposición recibe el nombre de engranaje hipoide y
presenta la ventaja fundamental de que resulta más adecuada a las carrocerías de
piso bajo que se utilizan en los vehículos actuales, ganando en estabilidad del
mismo. Por otra parte, con esta disposición existe un mayor número de dientes de
piñón en contacto con la corona, aumentando su diámetro con respecto a ella, lo
que supone una mayor robustez.
Figura 3.13. Engranaje hipoide del
conjunto piñón-corona
196
Para evitar que los mismos dientes soporten constantemente la presión máxima, se
elige la relación de tal manera que el número de dientes de la corona no sea
múltiplo del correspondiente del piñón (primos entre sí).
1.1.1.3.4. Diferencial
Si las ruedas matrices del vehículo (delanteras o traseras) se unieran directamente
a la corona del par cónico, el movimiento de rotación del motor sería transmitido
desde el piñón de ataque a la corona y de ésta a las ruedas, girando ambas a la
misma velocidad. Con esta disposición, en la marcha del vehículo en línea recta
(fig. 3.14), los desplazamientos A y B de ambas ruedas serían idénticos; pero
cuando el vehículo describiese una trayectoria curva, en la que la rueda exterior ha
de hacer un recorrido mayor que la interior, se produciría el arrastre o patinado de
una de las ruedas, dado que las dos son impulsadas por la corona a la misma
velocidad y deben efectuar recorridos diferentes.
Como la rueda interior de la curva ha de recorrer un camino más corto, debería dar
menos vueltas que la exterior, pero al estar ambas unidas rígidamente a la corona
ello no es posible, por lo cual se producirá un patinado de la rueda interior, con el
consiguiente desgaste anormal del neumático y los esfuerzos adicionales de torsión
a los que queda sometido el conjunto del par cónico.
Por esta razón, es preciso disponer un mecanismo que permita el giro de las dos
ruedas matrices a distintas velocidades, al tiempo que transmite a las mismas el
197
esfuerzo motriz. Ello se consigue mediante la implantación del mecanismo
diferencial, que en las curvas permite dar un mayor número de vueltas a la rueda
exterior y disminuye las de la interior, ajustando el giro de cada rueda al recorrido
que efectúa.
Figura 3.14. Trayectoria de las ruedas en marcha en línea recta y en curva
La figura 3.15 muestra en esquema el principio básico de funcionamiento del
diferencial, en el que se dispone un piñón (A) engranado con las cremalleras (B) y
(C), una a cada lado de él, las cuales se enlazan a las ruedas (D) y (E), libres en
rotación. Constituido así el mecanismo, cuando se ejerce tracción sobre el eje (O)
del piñón y ambas ruedas ofrecen la misma resistencia al arrastre, el piñón (A)
queda enclavado tirando con la misma intensidad de ambas cremalleras, que a su
vez arrastran a las ruedas, que efectúan idéntico recorrido (efecto balanza). Sin
embargo, cuando una de las ruedas ofrece menor resistencia al arrastre, el tiro
ejercido sobre el eje (O) del piñón produce la rotación del mismo sobre su eje, que
a su vez desplaza más a una de las cremalleras que a la otra, haciendo que su
rueda correspondiente realice un mayor recorrido, como se muestra en el detalle de
198
la derecha en la figura.
Figura 3.15. Principio básico de funcionamiento del diferencial
Con este dispositivo se ha conseguido un efecto diferencial en el arrastre de las dos
ruedas; pero este mecanismo no es utilizable, ya que su funcionamiento está
limitado por la longitud de las cremalleras y porque las ruedas no permanecen
alineadas sobre un eje (en prolongación). En la práctica, este conjunto se sustituye
por un acoplamiento como el representado en la figura 3.16, donde cada uno de los
ejes de rueda se une a un piñón cónico llamado planetario, que a su vez engrana
con el piñón (O) llamado satélite.
199
Figura 3.16. Movimiento del diferencial para marcha en línea recta
Cuando se obliga a rodar al satélite, siguiendo una trayectoria circular, como la
representada en la figura, los planetarios serán arrastrados por él de manera que
cuando las ruedas presenten la misma resistencia a la rodadura, para cada vuelta
del satélite siguiendo su trayectoria circular, se obtendrá una vuelta en cada rueda.
Sin embargo, si bloqueamos una de las ruedas (fig. 3.17) y arrastramos al satélite
Figura 3.17. Movimiento del diferencial para una rueda bloqueada
200
durante una vuelta, veremos que éste, como consecuencia de estar frenado el
planetario (P2), se verá obligado a girar sobre su mismo eje, rodando sobre el
planetario (P2) en su trayectoria circular y arrastrando al planetario (P1) a girar a
doble velocidad. En la realidad esto no ocurre nunca, pero basta con que una de las
ruedas quede algo frenada en su giro para que la otra se adelante.
El efecto así conseguido es el mismo que el explicado anteriormente y se cumple
siempre que la semisuma de las velocidades angulares de cada planetario es igual
a la velocidad angular del satélite en su trayectoria circular. Esta disposición es la
adoptada en la práctica en la construcción del diferencial.
En la figura 3.18 se ha representado el despiece de un conjunto diferencial, así
como una sección del posicionamiento en el montaje. La corona (2) se une a la caja
(3) del diferencial por mediación de tomillos como el (1), y en su interior se aloja el
mecanismo diferencial, formado por los satélites (7, en número de dos
generalmente) y los planetarios (4) y (9). Los satélites se montan sobre el eje (6)
que va alojado en la carcasa (3), de manera que puedan girar libremente en él;
pero son volteados por la caja (3) cuando gira la corona (2).
Engranados con los satélites se montan los planetarios, cuyos ejes de giro se
alojan en la corona y caja del diferencial respectivamente, pudiendo girar libremente
en ellos con interposición de casquillos de fricción. A los ejes de los planetarios se
unen a su vez los palieres, que transmitirán el movimiento a las ruedas.
El conjunto queda ensamblado como muestra el detalle de la figura, apoyado en la
carcasa del puente trasero por interposición de cojinetes de rodillos troncocónicos,
201
situados en ambos lados de la corona y caja de diferencial respectivamente.
Figura 3.18. Despiece del diferencial
Constituido así el mecanismo, cuando la corona empieza a girar impulsada por el
piñón de ataque (fig. 3.19), arrastra con ella a la caja del diferencial (B), que en su
giro voltea a los satélites (C) y (D) que, actuando como cuñas, arrastran a su vez a
los planetarios (E) y (F), los cuales transmiten el movimiento a las ruedas
haciéndolas girar en el mismo sentido y con igual velocidad mientras el vehículo
202
marche en línea recta; pero
cuando toma una curva, la
rueda
interior
ofrece
más
resistencia al giro que la
exterior (al tener que recorrer
distancias desiguales) y, por
ello, los satélites (C) y (D)
rodarán un poco sobre uno de
los
planetarios
(el
Figura 3.19. Diferencial ensamblado
correspondiente a la rueda
interior) multiplicando el giro en el otro (el de la rueda exterior). De esta manera, lo
que pierde en giro una rueda lo gana la otra, ajustándose automáticamente el giro
de cada una de ellas al recorrido que le corresponda efectuar en cada curva.
Igualmente, las diferencias de trayectoria en línea recta, debidas a diferencias de la
presión de inflado de los neumáticos, irregularidades del terreno, etc., son
absorbidas por el diferencial.
1.1.1.3.5. Diferencial autoblocante
El mecanismo diferencial tiene por objeto permitir que cuando el vehículo trace una
curva sus ruedas propulsoras puedan describir sus respectivas trayectorias sin
patinamiento sobre el suelo. La necesidad de este dispositivo se explica por el
hecho de que al dar una curva el coche, las ruedas interiores a la misma recorren
203
un espacio menor que las situadas en el lado exterior, puesto que las primeras
describen una circunferencia de menor radio que las segundas. El diferencial
reparte el esfuerzo de giro de la transmisión entre los semiejes de cada rueda,
actuando como un mecanismo de balanza; es decir, sumando a una de las dos
ruedas el par, las vueltas o ángulo de giro que pierda la otra. Esta característica de
funcionamiento supone la solución para el adecuado reparto del par motor entre
ambas ruedas motrices cuando el vehículo describe una curva, pero a la vez se
manifiesta como un serio
inconveniente cuando una
de las dos ruedas pierde
su adherencia con el suelo
total o parcialmente.
En estas circunstancias,
cuando por ejemplo una
Figura 3.20. Reparto del par de tracción entre las ruedas
de las dos ruedas del eje
motriz
rueda
momentáneamente sobre
una superficie deslizante
(hielo, barro, etc.), o bien
se levanta en el aire (a
consecuencia de un bache
o durante el trazado de
Figura 3.21. Reparto del par de tracción con suelo deslizante
una
curva
a
alta
204
velocidad), la característica de balanza del diferencial da lugar a que el par motor
se concentre en la rueda cuya adherencia se ha reducido. Esta rueda tiende a
embalarse, absorbiendo todo el par, mientras que la opuesta permanece inmóvil, lo
que se traduce en pérdida de tracción del coche.
El diferencial autoblocante tiene como objetivo resolver este importante problema
de pérdida de tracción.
En la actualidad los diferenciales autoblocantes han sido desplazados por los
controles de tracción electrónicos (TCS, ASC+T, ASR, EDS), los cuales detectan
con los captadores de ABS la rueda que patina, frenándola y mandando el exceso
de par a la otra rueda, de igual forma que haría un diferencial autoblocante. El
control de tracción reduce la potencia del motor si el efecto de frenar una rueda no
es suficiente, para reducir el par que recibe y canalizarlo adecuadamente de esta
forma a la rueda adecuada. De este modo la extensión del uso del ABS/EDS ha
sustituido los diferenciales autoblocantes. Sólo vehículos de altas prestaciones y
competición siguen montando diferenciales autoblocantes, ya que se descarga el
trabajo de los frenos, e incluso aumenta la capacidad de transmisión de potencia,
pero encareciendo el montaje. Por ejemplo, el diferencial Torsen se combina muy
bien con los controles de tracción electrónicos, además de descargar de trabajo a
éstos como hemos dicho antes, consigue la máxima transferencia de par a las
ruedas sin que lleguen a deslizar, consiguiendo aceleraciones muy rápidas y
progresivas.
205
1.1.1.3.5.1. Diferenciales de deslizamiento limitado
a) Diferenciales autoblocantes mecánicos
Estos diferenciales se suelen montar en vehículos de tracción trasera de
gran potencia, ya que son susceptibles de perder adherencia durante
aceleraciones fuertes en una de las ruedas, siendo necesario el
enclavamiento de éste a determinado valor, para evitar un deslizamiento
excesivo que generaría un sobreviraje. Mediante la adopción de éste, se
mejora la transmisión de esfuerzo, a la vez que se evita un patinaje continuo
de la rueda con menos adherencia y sus consecuencias para la estabilidad.
De entre los diversos tipos de diferenciales autoblocantes que existen (por
conos de fricción, por discos de fricción, por acople lateral estriado), sin duda
el más utilizado y posiblemente el más eficaz es el Thotnton Powr-Lok,
llamado también “de discos de fricción”. En este diferencial se cruzan los
ejes uno sobre otro, pero constituyendo dos piezas independientes, a
diferencia de los diferenciales corrientes, donde forman una pieza única con
cuatro brazos. Los extremos de ambos ejes en la zona de acoplamiento en la
caja de satélites van tallados con dos planos formando una “V”. Los
alojamientos
para
cada
eje
en
la
caja
del
diferencial
están
sobredimensionados, de modo que el eje entre con una considerable
holgura. Estos alojamientos presentan además dos rampas talladas
formando también una “V” de idéntico ángulo que la existente en los ejes.
Los piñones satélites planetarios son análogos a los de un diferencial
206
convencional. Cada piñón planetario se acopla sobre sendos bujes estriados,
que a su vez encajan sobre cada una de las dos mitades de la caja
diferencial. Entre cada mitad de la caja y el buje estriado correspondiente
existe un embrague
compuesto
por
discos de fricción y
arandelas elásticas
de acero, o bien
(como es el caso
del
conjunto
aparece
en
figura
que
la
3.22)
pequeños muelles
helicoidales
alojados
en
las
las
dos
carcasas.
Cuando
ruedas gozan de
similar adherencia,
los ejes deslizantes
de
Figura 3.22. Diferenciales autoblocantes mecánicos
los
satélites
están sometidos a
un
esfuerzo
que
207
tiende a hacerlos subir por las rampas en “V”, pero sin embargo, como
ambos se cruzan uno por delante del otro, el efecto de cada uno se
contrapone, permaneciendo ambos equilibrados en el fondo de la “V”.
Los embragues de cada planetario están calculados para permitir un cierto
resbalamiento mientras no se produzca la total pérdida de adherencia de una
de las dos ruedas. Así, cuando el coche traza una curva, este pequeño
resbalamiento permite que la rueda exterior gire algo más deprisa que la
interior, comportándose el dispositivo como un diferencial convencional. En
el momento en que una de las dos ruedas pierde adherencia, los satélites
tienden a girar entre los planetarios y la tensión a que estaban sometidos los
ejes de los primeros disminuye. La posición de equilibrio de los ejes de
satélites se rompe y entonces el eje del lado de la rueda que todavía tiene
adherencia sube por las rampas en “V”, ejerciendo un empuje sobre el piñón
planetario que se aplica ahora con fuerza sobre su cubo estriado. Este
movimiento aprieta el embrague de placas de este lado y el planetario se
hace solidario a la caja diferencial, anulándose en parte, por tanto, el efecto
diferencial.
L
o
L
Figura 3.23. Detalle del posicionamiento del eje deslizante
208
Los diferenciales autoblocantes tienen un valor de diseño a partir del cual
éste alcanza su blocaje (un diferencial convencional tendría un valor de
bloqueo nulo 0% y los autoblocantes a partir de 25% hasta aprox. el 70%).
Para establecer el valor a partir del cual se bloquea este mecanismo, se
basan no en el exceso de par a cada semieje, sino en la diferencia de
revoluciones que este genera. Es decir, los diferenciales autoblocantes, son
diferenciales que permiten el reparto de revoluciones a cada semieje, pero
se bloquean cuando aumentan las revoluciones de un eje frente al otro en un
determinado valor.
A continuación nos centraremos en el diferencial autoblocante por discos de
fricción. Con estos diferenciales se consiguen mejorar las siguientes
condiciones de marcha del vehículo:
•
Se evita, en gran parte, que una rueda patine al arrancar o durante la
marcha con mala adherencia de la calzada.
•
Se evita igualmente que una rueda patine al saltar por encima de
desigualdades de la calzada.
•
Se elimina el peligro de patinar al conducir a altas velocidades con
una adherencia a la calzada distinta en las ruedas motrices, lo que
vale principalmente para vehículos de gran potencia.
•
Las características de marcha invernal (nieve, hielo, etc.) se han
mejorado considerablemente.
209
•
El diferencial autoblocante de láminas funciona de modo automático,
sin intervención alguna del conductor.
Figura 3.24. Detalle del diferencial autoblocante por discos de fricción
Estos diferenciales tienen un valor de bloqueo, según el tipo de vehículo,
entre aprox. 25% y 75%. El efecto de bloqueo se refiere a la fricción interna
de los dos paquetes de discos dispuestos en el cárter del diferencial, en
régimen de dependencia del par de apriete. El par pasa de piñón cónico de
ataque a la corona (grupo piñón-corona), y de ahí al cárter del diferencial
autoblocante, a través de los dos discos de empuje (presión) a los dos ejes
portasatélites, de éstos a los satélites, pasando a los piñones planetarios y
210
de aquí a los palieres (semiejes).
Figura 3.25. Estructura interna del diferencial autoblocante por discos de fricción
El efecto de bloqueo se produce porque el par que pasa al diferencial no va
directamente al eje portasatélites (7) y satélites (8), como en un diferencial
normal, sino a través de dos discos de empuje (5) que se encuentran en el
cárter del diferencial, apretados de manera que no puedan girar pero sí
desplazarse en dirección axial. Puesto que los discos exteriores (3) están
211
unidos, sin poder girar, con el cárter del diferencial (por las ranuras
longitudinales) y las láminas interiores con los piñones planetarios (6) o de
ataque, se dificulta el giro relativo en dirección al diferencial. Las fuerzas de
expansión producen en los acoplamientos de discos de fricción (discos
interiores y exteriores) un par de bloqueo dependiente de la carga, que está
siempre en relación con el par de impulsión. El efecto de bloqueo se adapta
siempre al par motor cambiante y también el aumento de par en las distintas
marchas.
Figura 3.26. Despiece del diferencial autoblocante
212
Los diferenciales autoblocantes disponen de una o dos arandelas elásticas
(9), mediante las cuales se forma un par de bloqueo constante con una
antecarga axial de los discos. Estas arandelas elásticas ejercen, en
condiciones extremadamente difíciles, un efecto de bloqueo inmediato, que
representa una gran ventaja con estado de la calzada extremadamente
deficiente y una mala adherencia entre rueda y suelo.
Los diferenciales autoblocantes montados como equipo opcional, o de serie
en los vehículos, disponen de un valor de bloqueo de de aprox. 40% hasta el
75%. Constituyen una excepción los diferenciales autoblocantes en
vehículos con tracción delantera, en los que el valor de bloqueo es de aprox.
25%.
Estos diferenciales no necesitan mantenimiento alguno, aunque en los
vehículos que se conducen en condiciones de servicio superiores (policía,
taxis, etc.) se recomienda un cambio de aceite del eje trasero cada 30.000
km.
b) Diferencial viscoso o Ferguson
Este diferencial autoblocante suele utilizarse como diferencial central en
vehículos con tracción a las 4 ruedas. Está constituido por una carcasa
solidaria al árbol de transmisión que encierra unos discos, de los cuales,
unos están unidos a la carcasa y otros al portadiscos solidario al eje de
salida. Los discos de ambas series van intercalados y tienen hendiduras y
taladros, a través de los cuales puede pasar el aceite o silicona mezclado
con un 20% de aire, que llena todo el conjunto.
213
Figura 3.27. Esquema interno de un viscoacoplador
Una parte del conjunto es solidaria a las ruedas de un eje y la otra a las
ruedas de otro eje. En marcha recta las ruedas traseras se ven arrastradas
por las del tren que recibe la tracción a través de su contacto con el suelo,
generándose una pequeña aportación de par a través del aceite silicona.
Cuando uno de los ejes pierde tracción el deslizamiento que se genera entre
los discos alternos hace aumentar la temperatura y presión en el aceite
silicona que los envuelve, aumentando las fuerzas de cizalladura,
arrastrando los discos conductores a los conducidos, consiguiéndose un giro
solidario entre ambos.
El momento de actuación lo determina el número de discos, los taladros y el
aire que tengan mezclado, no recibiendo en funcionamiento normal nada
más que una pequeña parte del par a través de él , apenas un 10%. Este
214
diferencial es el más usado cuando a un vehículo de tracción delantera se le
añade la trasera como complemento ante una perdida de tracción del tren
delantero, momento en el que el bloqueo del mismo genera el desvío de par
al otro tren.
El problema que se presenta con este diferencial es que la tracción a las 4
ruedas no es permanente y hay un cierto retraso desde que empieza a
perder tracción uno de los ejes del vehículo y el acoplador viscoso empieza a
transmitir el par de tracción al otro eje. Puesto que el líquido viscoso que hay
dentro del viscoacoplador no es un medio fijo de transmisión (depende de la
temperatura y de la diferencia de velocidad entre discos) la tracción a las 4
ruedas no es fija ni constante.
Figura 3.28. Posición del viscoacoplador en la transmisión
El uso de estos diferenciales como centrales obliga a utilizar un embrague
automático que desembrague la tracción al segundo eje en el momento de
frenado cuando el vehículo monte un sistema ABS, ya que como su blocaje
215
se produce por diferencia de giro entre trenes, este bloqueo que deja sin
efecto diferencial puede afectar al funcionamiento del sistema ABS que
también va a vigilar estas diferencias de giro para actuar. La introducción de
este embrague automático cuando se monta ABS (muy general hoy día)
hace que se plantee la tercera solución, que consiste en dotar a este
embrague del efecto de reparto de par, sustituyéndose el diferencial por un
embrague multidisco controlado (como ejemplo: el Haldex).
El uso del viscoacoplador como diferencial central puede que sea menos
eficaz que el sistema Torsen, pero es ciertamente el más barato, así que
podemos encontrarlo en muchos coches de serie con tracción total 4WD.
Su principal ventaja es que resulta barato y compacto, y su inconveniente es
que es tracción total 4WD sólo cuando hay una diferencia de tracción entre
ejes debido a suelo deslizante; se comporta normalmente como un tracción a
dos ruedas 2WD.
Una alternativa para el viscoacoplador es emplearlo junto con un diferencial
convencional (como central) haciendo el primero las veces de diferencial
autoblocante, es decir, bloquear la transmisión a las 4 ruedas cuando hay
una diferencia de velocidad entre ambos ejes del vehículo. Con este tipo de
transmisión lo que conseguimos es que el vehículo sea tracción a las 4
ruedas (4WD) constantemente y no sólo a ratos (perdida de tracción en uno
de los ejes) como el anterior.
216
Figura 3.29. Esquema de unión
de un diferencial convencional
con un visco acoplador
El visco-embrague (viscoacoplador) también se puede usar en el diferencial
delantero o trasero (eje). Para ello se une el sistema de acoplamiento
viscoso a la carcasa de un diferencial convencional.
Figura 3.30. Esquema
interno del diferencial
viscoso para eje
delantero o trasero
217
1.1.1.3.5.2. Diferencial Torsen
Su nombre procede de las palabras inglesas Torque Sensitive, que en español
quieren decir sensible al par, fue inventado por Vernon Gleasman y fabricado por
Gleason Corporation. Es un tipo de diferencial cuya peculiaridad radica en que
reparte la fuerza que procede del motor a las ruedas de forma independiente a la
velocidad rotatoria de cada uno de los dos árboles o semiejes de transmisión que
parten de él. Su gran virtud es que puede transmitir, en una curva, más par a la
rueda que menos gira, en contraposición al resto de diferenciales.
Figura 3.31. Vista en corte de un diferencial Torsen
218
En cualquier diferencial autoblocante, ya sea convencional o viscoso, el reparto de
fuerza entre los dos semiejes se realiza siempre de forma proporcional a su
velocidad de giro. Sin embargo el diferencial Torsen puede repartir la fuerza del
motor a cada semieje en función de la resistencia que oponga cada rueda al giro,
pero al mismo tiempo permite que la rueda interior en una curva gire menos que la
exterior, aunque esta última reciba menos par.
Basa su funcionamiento en la combinación de una serie de engranajes
convencionales y helicoidales. En concreto, se utilizan tres pares de ruedas
helicoidales que engranan a través de dientes rectos situados en sus extremos. La
retención o el aumento de la fricción se produce porque las ruedas helicoidales
funcionan como un mecanismo de tornillo sinfín: el punto de contacto entre los
dientes se desplaza sobre una línea recta a lo largo del propio diente, lo que
supone unir al movimiento de giro de las ruedas un movimiento de deslizamiento
que supone fricción. El tarado o grado de resistencia se determina precisamente
por el ángulo de la hélice de estas ruedas helicoidales.
Si lo comparamos con un diferencial convencional, en un Torsen se sustituyen los
satélites convencionales por tres pares de engranajes helicoidales, engranados dos
a dos por piñones de dientes rectos en sus extremos. Los planetarios en este caso
son tornillos sin fin, con los cuales engrana cada uno de los engranajes
helicoidales.
En curva los satélites giran sobre sus ejes acelerándose uno y frenándose otro para
permitir la diferente velocidad de cada rueda. Si se genera el deslizamiento de una
rueda, los satélites helicoidales no pueden hacer girar más rápido al planetario,
219
dada la disposición de tornillo sin fin. Como los satélites forman parejas, la reacción
de uno frente al otro impide el giro del planetario cuando hay deslizamiento.
El tarado a partir del cual manda el par a la rueda que tiene mejor agarre se
determina con el ángulo de la hélice helicoidal. Esto nos permite, disponer siempre
del máximo par en la rueda que más agarre tiene, sin tener que llegar al
deslizamiento en la rueda de menor agarre, y que éste propicie el blocaje del
diferencial. Esto redunda en un mejor comportamiento sin pérdidas de tracción en
ninguna rueda, mientras haya capacidad de transmitir, lo que favorece las
aceleraciones y evita derivas que tengan que ser controladas.
Los diferenciales traseros autoblocantes tipo Torsen y similares no sólo actúan en
aceleración sino que también lo hacen en retención. En este caso, ocurre lo mismo
que en aceleración: el diferencial aporta más par de frenado (de retención) a la
Figura 3.32. Esquema del diferencial Torsen para eje delantero o trasero
220
rueda izquierda o derecha dependiendo de cuál tenga más agarre. Es una
característica inherente al diferencial Torsen. Estos diferenciales se ajustan de
forma que cuando el reparto de par a uno u otro lado llega a un cierto límite, el
diferencial se bloquea por completo, y dicho porcentaje de bloqueo (lo que
habitualmente se denomina "tarado" del diferencial) suele ser distinto para
aceleración y para retención.
Hay varias versiones de diferenciales Torsen, su constitución interna cambia según
el modelo.
Figura 3.33. Diferentes modelos de diferenciales Torsen
Como hemos comentado, el diferencial Torsen se complementa perfectamente con
los controles de tracción electrónicos (ABS/TCS), cosa que no ocurre con los
diferenciales autoblocantes de deslizamiento limitado (LSD), que permiten un cierto
deslizamiento de las ruedas antes de actuar, por lo que la tracción total no es
221
momentánea sino que tiene un cierto retraso hasta que actúan los sistemas de
control de tracción (tanto el mecánico como el electrónico).
Figura 3.34. Compenetración de los diferenciales LSD y Torsen con los controles electrónicos
Por lo tanto, el diferencial Torsen permite un reparto preciso y exacto del par motor
a las 4 ruedas cuando la transmisión está exenta de deslizamiento, pero lo volverá
poco ágil si queremos trabajar con cierto deslizamiento. Puede usarse como
diferencial central, delantero o trasero indistintamente y no interfiere en el
funcionamiento del ABS. Los vehículos que lo equipan no pueden ser remolcados
por riesgo de avería de la transmisión.
Sus ventajas son una respuesta rápida ante pérdidas de tracción y tracción
constante a las 4 ruedas. Y sus inconvenientes, que resulta muy caro y muy rígido
en su funcionamiento (no permite controlarlo).
222
1.1.1.3.5.3. Diferenciales de deslizamiento controlado (embragues multidisco)
Este sistema (también conocido como sistema Haldex) se diferencia del
viscoacoplador en los materiales de los elementos rozantes, el líquido usado, y el
mecanismo de control; por lo demás la constitución es parecida. Consiste también
en un paquete de discos conductores y conducidos, salvo que ahora los discos
transfieren el movimiento entre ellos por fricción, y en un sistema hidráulico que los
presiona de igual modo que un embrague convencional.
Este sistema mejora al viscoacoplador en que se puede mandar par según la
presión ejercida sobre los discos, no requiriendo un deslizamiento entre ellos para
que actúe, lo que permite controlar el reparto no en función de la diferencia de
velocidad de giro.
Su utilidad viene dada porque se pueden generar repartos de par a uno y otro eje
en función del uso que pretendamos del vehículo, cambiando este reparto sobre la
marcha, pudiendo derivar más par al tren trasero o delantero en función de cada
momento, mediante una gestión electrónica que contempla las exigencias del
conductor, así como el deslizamiento en alguno de los ejes. El control del
acoplamiento puede ser más o menos elaborado, encareciendo la realización
según se haga éste, debiendo ser muy preciso para permitir repartos continuos de
par entre ambos ejes. Es de considerar que la presión sobre los discos debe
permitir el paso de par desde 0 al 100%, por lo que para la correcta aplicación de la
presión debe tenerse en cuenta en cada momento si la diferencia de giro entre
ambos trenes es la normal en una curva o se debe a un deslizamiento de una
rueda.
223
Figura 3.35. Diferencial
central tipo Haldex
Si las ruedas delanteras deslizan por encima de un cierto límite, se produce una
diferencia de giro con relación a las traseras. Esa diferencia de giro acciona una
bomba hidráulica que presiona un juego de discos conectado al motor, con otro
conectado a las ruedas traseras. A medida que aumenta la presión entre los discos,
aumenta la fuerza que reciben las ruedas posteriores. Un calculador electrónico
determina la presión que la bomba suministra a los discos. Así pues, en
condiciones normales, funciona prácticamente como si se tratara de un tracción
delantera normal. En condiciones extremas puede suceder que las ruedas traseras
sean las únicas que transmitan motricidad.
El principio de funcionamiento de este embrague se basa en un conjunto de discos
que conectan el árbol de transmisión con el diferencial trasero. Estos discos reciben
una presión de aceite, a través del sistema de autobombeo, la cual regula la
cantidad de par a transmitir al eje posterior. Si el tren anterior y el posterior giran a
la par, no se produce ningún efecto y el coche se comporta como un tracción
224
delantera normal; si ocurre un desfase, se genera una presión de aceite que,
conducida hacia el pistón de accionamiento, comprime los discos produciendo la
conexión entre ambos ejes.
Figura 3.36. Esquema de funcionamiento de un acoplamiento Haldex
La válvula reguladora, controlada por la centralita electrónica, determina el grado de
actuación del embrague Haldex una vez que se genera presión en el circuito
hidráulico: si la válvula está cerrada, la eficiencia es máxima y el bloqueo total; si
está abierta un tercio, deja refluir parte del aceite hacia el depósito del sistema,
permitiendo un resbalamiento limitado y un reparto de par variable entre ambos
ejes; si está totalmente abierta, no hay presión sobre el émbolo principal, el aceite
refluye directamente y el tren trasero permanece desconectado.
Para decidir el grado de actuación, las condiciones de marcha son registradas por
225
medio de sensores en el motor (régimen, posición del acelerador), en las ruedas
(por los sensores del sistema ABS) y en la carrocería (por un detector de
aceleración-deceleración), y toda esta información llega a través del CAN-Bus
(sistema electrónico de intercomunicación) a un procesador. Los datos son
analizados instantáneamente para reaccionar de forma rápida y efectiva en cada
situación.
El sistema Haldex no produce efectos de resistencia en maniobras de
aparcamiento, admite circular con neumáticos desiguales (con la rueda de
emergencia, por ejemplo), permite el remolcado del coche con un eje levantado sin
crear tensiones internas y, por si fuera poco, combina su efecto con los demás
sistemas de seguridad (ABS, EDS o ESP), lo que significa un control absoluto de
los movimientos de las ruedas respecto al suelo.
1.1.1.3.6. Transmisión directa a las ruedas
En los vehículos todo adelante o todo atrás, la transmisión del movimiento a las
ruedas se realiza directamente desde la caja de cambios (que, ya se vio, incluye el
par cónico y diferencial), sin necesidad de árbol de transmisión.
Cuando se trate de vehículos de motor y propulsión traseros, el enlace de la caja de
cambios con las ruedas deberá efectuarse con interposición de juntas elásticas y
deslizantes, que permitan el movimiento ascendente y descendente de las ruedas
con respecto al bastidor. El sistema de transmisión es en estos casos similar al que
226
Figura 3.37. Disposición
del sistema de
transmisión para motor y
tracción delanteros
se representó en la figura 3.11.
Los vehículos dotados con motor y tracción delanteros utilizan un sistema de
transmisión como el representado en la figura 3.37, donde puede verse que las
ruedas están enlazadas a la caja de cambios directamente por los ejes de
transmisión. La figura 3.38 muestra con detalle esta unión en la que la transmisión
(2) propiamente dicha se enlaza a la caja de velocidades en un estriado (1) sobre el
planetario correspondiente, mientras por el otro extremo se une al buje de rueda (3)
también por medio de un estriado. Este tipo de transmisiones debe estar provisto
de juntas que permitan, además del movimiento oscilante de la rueda, su
orientación, ya que en este caso son también directrices, proporcionando
(cualquiera que sea su orientación) el mismo giro que hayan recibido, lo que no es
posible obtener en las juntas universales o cardan, como ya se vio, en las que se
produce un giro a impulsos de la rueda cuando el ángulo formado por los ejes es
227
grande (caso de una curva). Por esta causa, en los vehículos todo adelante se
emplean juntas homocinéticas.
Figura 3.38. Detalle de montaje de una transmisión
Uno de estos tipos de juntas utilizado frecuentemente es la constituida por dos
juntas cardan (fig. 3.39), donde el giro alterado por una de ellas es rectificado por la
otra, transmitiéndose así una rotación uniforme a las ruedas cualquiera que sea su
orientación. En el otro extremo de la transmisión (generalmente del lado de unión a
la caja de cambios), suele disponerse una junta deslizante trípode, que permita las
variaciones de longitud de la transmisión que se producen con los movimientos
oscilantes y de orientación de las ruedas.
228
Figura 3.39. Junta homocinética cardan
El tipo de junta trípode deslizante (fig. 3.40) consiste en un trípode (2) formado por
tres pernos en los que acoplan los rodillos (3), que se alojan en tres ranuras
cilíndricas del cajeado (4, donde pueden deslizarse) el cual, a su vez, va estriado al
planetario del diferencial. En el trípode (2) se aloja a su vez el palier (1), estriado
sobre él, resultando de todo ello una junta homocinética deslizante.
Figura 3.40. Junta trípode deslizante del lado de la caja de velocidades
La figura 3.41 muestra el ensamble de este mismo tipo de junta, en el montaje del
lado de la caja de velocidades, donde puede verse que la tulipa (1) está estriada
para su acoplamiento al planetario. En los cajeados (4) de la tulipa acoplan los
229
rodillos (3) del trípode, montado sobre estrías en el árbol de transmisión (9).
Completan el mecanismo la junta de estanqueidad (5), el guardapolvos (7) y el
anillo de retención (6).
Figura 3.41. Junta trípode deslizante del lado de la caja de velocidades
La figura 3.42 muestra el ensamble de este mismo tipo de junta, en este caso para
el lado de unión a la rueda. El eje (1), de unión a la misma, forma el trípode, que se
aloja en el árbol tulipa (4) mediante los rodillos (3), quedando retenido por el clip
(2). El fuelle (6), fijado por la abrazadera (5) preserva del polvo y demás
proyecciones las partes de este mecanismo, que están impregnadas de abundante
aceite.
230
Figura 3.42. Junta trípode
deslizante del lado de la
rueda
Figura 3.43. Junta homocinética de bolas
En el lado de rueda suele disponerse otras veces una junta homocinética del tipo
de bolas, provista de seis bolas de acero mantenidas en una jaula apropiada y que
pueden deslizarse en unas gargantas tóricas formadas en los semiárboles
231
conductor y conducido. La figura 3.43 muestra la disposición de este tipo de junta,
donde la mangueta (1) recibe a la jaula (6), cuyas bolas (4) quedan alojadas en las
gargantas formadas en la superficie interna de la mangueta (1) y la externa del buje
(5), que se une estriado al árbol de transmisión (2). El fuelle (3) cierra el conjunto
preservándolo de la posible entrada de suciedad.
La figura 3.44 muestra en despiece este mismo tipo de junta homocinética.
Figura 3.44. Junta
homocinética de
bolas
232
1.1.1.4. SISTEMA DE PROPULSIÓN
1.1.1.4.1. Propulsión del vehículo
El par motor aplicado a las ruedas matrices de un automóvil es transformado en
giro de éstas, produciéndose una impulsión que debe ser transmitida al chasis del
vehículo para conseguir su desplazamiento. Ello se logra por medio del sistema de
suspensión, que enlaza las ruedas con el chasis, de manera que el empuje de ellas
se transmite al chasis a través de ballestas, bielas de empuje, tirantes de reacción,
etc., según el modelo de suspensión utilizado. El sistema capaz de realizar esta
función recibe el nombre de propulsión si las ruedas matrices son las traseras y
tracción cuando son las delanteras.
El esfuerzo de rotación de una rueda se debe a la acción de las fuerzas (A) y (B)
(fig. 4.1) resultantes de la aplicación del par motor. Si la rueda no apoya sobre el
suelo, la acción de estas fuerzas produce el giro de la rueda en vacío, sin que
exista impulsión alguna; pero cuando la rueda está apoyada en el suelo, la fuerza
(B) está contrarrestada por la adherencia al suelo (D), que la anula. En estas
condiciones, la fuerza (A) comunica un empuje (C) al eje de la rueda, que la hace
rodar sobre el suelo. Este empuje debe ser transmitido al chasis del vehículo para
lograr su impulsión.
Cuando por alguna causa disminuye la fuerza (D) de adherencia al suelo (caso de
lluvia, nieve, barro, etc.), la fuerza (B) no se anula totalmente, por lo que aparece un
par de rotación, que hace girar a la rueda sobre sí misma (patinado), lo que al
233
mismo tiempo reduce el empuje (C).
Figura 4.1. Esfuerzo de rotación de una rueda
y propulsión
El valor de la fuerza de adherencia (D) depende del peso que recae sobre esta
rueda, del coeficiente de adherencia del neumático al suelo (que varía con la
naturaleza de éste), del tipo de neumático, su estado de desgaste y la presión de
inflado; mientras que el valor de la fuerza (A) depende del par motor y de la relación
seleccionada en la caja de velocidades.
Por todo ello, para que la rueda no patine y sea máximo el empuje (C), deberá
cumplirse la condición de que la fuerza (A) sea igual al producto del peso cargado
sobre la rueda, por la fuerza (D) de adherencia al suelo. Como estos últimos
valores no pueden variarse a voluntad del conductor, para que no patine la rueda
habrá que acelerar el motor lo suficiente para que el par desarrollado dé el valor
adecuado de la fuerza (A), en todo momento y según las condiciones diferentes de
peso y adherencia. De esta manera, el empuje (C) puede aprovecharse totalmente
en toma directa, siempre que la adherencia sea suficiente, es decir, en la mayor
parte de los casos que se presentan en la conducción; mientras que en primera
velocidad, como el par aumenta mucho, se hace mayor la fuerza (A), por lo que no
puede utilizarse el máximo empuje más que cuando la adherencia sea grande, es
234
decir, con piso seco y neumáticos en buen uso.
En todo vehículo interesa obtener una gran adherencia y, por ello, en su fabricación
se dispone que la mayor parte del peso total recaiga sobre las ruedas matrices
(dentro de unos límites), montándose además unos neumáticos de tamaño y dibujo
apropiados.
La fuerza de propulsión no debe en ningún caso sobrepasar a la de adherencia y
de ello resulta una limitación de las características técnicas de los automóviles,
cualquiera que sea la potencia del motor que utilicen, pues por muy potente que
éste sea, si el vehículo no tiene peso suficiente para obtener una adherencia
adecuada será mayor la fuerza propulsora que la adherente y la rueda patinará. Por
todo ello, la potencia del motor de un vehículo viene determinada, entre otros
factores, por su peso. Del mismo modo, los neumáticos guardan relación con la
potencia del motor y el peso del vehículo.
1.1.1.4.2. Propulsión
El puente trasero "empuja" al vehículo por su enlace a la carrocería-bastidor;
cuando el piñón de ataque comunica su rotación a la corona del diferencial, ésta
ofrece una resistencia al giro que tiende a hacer rodar el primero sobre los dientes
de la corona como si fuese a levantarse la parte delantera del vehículo, girando
hacia atrás sobre el puente trasero. Esta reacción se percibe claramente en los
arranques bruscos por el "encabritamiento" delantero.
235
El chasis debe estar organizado de forma que la reacción sea absorbida y el
empuje debidamente transmitido. El procedimiento más sencillo y corriente es
encomendar ambos cometidos a las ballestas posteriores (fig. 4.2), que por delante
se unen al bastidor con articulación sencilla C para que sirva de punto de apoyo por
el cual el puente y las ballestas comunican su empuje al vehículo; la articulación
trasera se hace por una gemela que permite las deformaciones longitudinales del
muelle. El puente trasero se une rígidamente a las ballestas de modo que (fig. 4.3),
cuando las ruedas giran según la flecha P, la reacción, que como fuerza resistente
tiene sentido contrario R, tiende a retorcer las ballestas como indica la línea de
puntos, levantando un poco el piñón de ataque; la deformación absorbe la citada
reacción, pero obliga (fig. 4.2) a colocar dos juntas universales en el árbol de
transmisión: la V para permitir este levantamiento del piñón de ataque producido
por la torsión de las ballestas y puente trasero, y la J a la salida del cambio en
razón de las oscilaciones del puente trasero con el ballesteo. Para atenuar este
retorcimiento, que tiende a levantar el vehículo de delante, es normal colocar el
Figura 4.2. Ballestas
en eje trasero
236
puente trasero adelantado respecto al centro de la ballesta, para hacer más rígido
este tramo.
Figura 4.3. Fuerzas en eje
trasero
Figura 4.4. Oscilaciones del eje trasero
Resulta, pues, que el puente trasero en el ballesteo de la marcha (fig. 4.4), oscila
alrededor de dos puntos distintos; por su unión a las ballestas gira alrededor de la
articulación delantera de éstas B, y por enlace del árbol de transmisión T con la
caja de cambios bascula con centro en la junta universal. Por ello es indispensable
dotar al árbol de transmisión de una junta deslizante Z que le permita acortarse y
237
alargarse, colocada generalmente en la cardan Z de entrada al puente trasero, a no
ser que las juntas J y V (fig. 4.2) sean del tipo flexible, porque entonces su misma
flexibilidad absorbe las variaciones de distancia resultantes.
También fue muy usado el procedimiento de transmitir el empuje y absorber la
reacción por tubo central, sistema llamado otras veces de puente basculante (fig.
4.5): las ballestas
traseras
llevan
gemelas en ambos
extremos,
y,
en
vez de estar fijas al
puente
trasero,
Figura 4.5. Puente basculante
éste puede oscilar
alrededor de ellas por unas
bridas
con
árbol
de
muñoneras;
transmisión
el
va
recubierto por un tubo T, que
forma parte del cárter del
diferencial y se articula a la
caja de cambios por una
fuerte rótula R. La reacción
tiende a levantar el tubo, cosa
que impide la rótula R; el
empuje se transmite por el
Figura 4.6. Rótula en puente trasero
238
tubo a la rótula, y por ésta al travesaño y bastidor. La doble gemela de las ballestas
y su articulación al puente trasero permiten libertad de movimientos, quedando la
suspensión libre de los esfuerzos de reacción y empuje. La transmisión sólo
necesita una cardan, que se coloca dentro de la rótula R (fig. 4.6).
En bastantes turismos y en camiones se hace uso de bielas de empuje B (figura
4.7) que transmiten directamente este esfuerzo desde el puente trasero al bastidor.
Este es el caso de la figura 4.8: E es la biela de empuje al bastidor B.
Figura 4.7. Bielas de empuje
Figura 4.8. Bielas de empuje
239
Otras veces el empuje se transmite por una V (CD en la figura 4.13) para cada
rueda.
Si la suspensión es por ballesta transversal (fig. 4.9), se usa el miembro en V tanto
para el eje trasero como para el delantero, pues la unión con éste carece de la
rigidez que proporcionan las ballestas semielípticas corrientes.
Figura 4.9. Caso de suspensión por ballesta transversal
La reacción se puede contrarrestar especialmente por una biela de reacción (fig.
4.10), que por su extremo ancho se fija al diferencial y por el delantero termina en
una rótula comprendida entre dos resortes D encerrados en el tubo oscilante E que
Figura 4.10. Biela de reacción
240
se articula en B a un travesaño C del bastidor. El esfuerzo de reacción se amortigua
y contiene en los resortes D, según las flechas verticales de la figura.
Se comprende, que si esta biela de reacción se articula directamente con rótula en
B al travesaño C, sirve también para comunicar el empuje quedando entonces libre
de ambos esfuerzos la suspensión y la transmisión.
1.1.1.4.2.1. Propulsión doble
Muchos camiones suelen tener el eje trasero doble para que la carga, que incide
principalmente sobre él, sea soportada por cuatro ruedas, que si son gemelas,
resultan realmente ocho.
A veces, la propulsión se hace por uno sólo de los ejes traseros, siendo el otro
simplemente portador del peso; pero lo general es que los dos ejes traseros sean
propulsores.
El esfuerzo giratorio del motor se puede transmitir por alguno de los procedimientos
señalados en la figura 4.11. En el 1, el secundario de la caja de cambios termina en
un piñón que engrana con otros dos, uno a cada lado de aquél (mecanismo A); los
cuales se hallan montados en los extremos de dos árboles de transmisión B y C,
que por apoyos intermedios con juntas cardan, atacan a los dos puentes traseros D
y E, independientes uno del otro, ambos provistos de su respectivo diferencial.
Otro sistema (2), el más frecuente, es que desde la corona del primer diferencial D,
otro piñón, como el de ataque, comunica el movimiento al segundo eje E, también
241
con su diferencial. Si la transmisión se hace por tornillo sin fin, el mismo árbol que
mueve la corona de D se prolonga hasta alcanzar el E. El trozo intermedio N, en
todos los casos, lleva una o dos juntas cardan.
Un tercer sistema (3) comunica el movimiento desde el único puente J a los
mecanismos laterales K y L, que lo transmiten a cada rueda; pero este método
requiere varios engranajes y es poco usado.
Figura 4.11. Eje trasero doble
1.1.1.4.2.2. Motor trasero
Algunos pequeños automóviles (Fiat-Seat 600, Renault 8 y Dauphine, Simca 1000,
etc.) y la mayoría de los deportivos de muy altas prestaciones, llevan el motor
colocado en la parte trasera del bastidor, dejando despejada la parte delantera para
ampliación de la carrocería. El conjunto motor-embrague-cambio-diferencial forma
un bloque como el de la figura 4.12, que puede servir también para el caso de
242
Figura 4.12. Conjunto motor-embrague-cambio-diferencial trasero
Figura 4.13. Motor trasero en SEAT 600
243
tracción delantera, y el mando del embrague y del cambio de velocidades se hace
con largas varillas desde el asiento del conductor. En la figura 4.13 se presenta un
caso típico y popular de motor trasero, correspondiente al SEAT 600.
1.1.1.4.3. Tracción
Siempre hubo intentos de obtener el movimiento del automóvil haciendo que las
ruedas delanteras fuesen motrices a la vez que directrices, es decir, que en lugar
de propulsión desde atrás resulte una tracción desde delante. Las dificultades de
orden técnico han podido vencerse gracias a las juntas universales homocinéticas,
y en la actualidad la mayoría de los vehículos de turismo utilizan esta disposición.
La figura 4.14 señala las diferencias de
organización entre un vehículo A de
propulsión trasera, y otro B de tracción
delantera: en éste, todo el grupo motortransmisión forma un bloque compacto que
deja libre la parte inferior de la carrocería,
la cual puede rebajarse hasta el nivel de
los estribos, éstos pueden suprimirse, y el
piso inferior será plano, sin tener que acudir
Figura 4.14. Diferencias organizativas entre
tracción y propulsión
a los molestos tabiques centrales en
puentes que se colocan en algunos automóviles de propulsión trasera, para dejar
paso por la parte inferior al árbol de transmisión. El vehículo resulta más bajo,
244
desciende su centro de gravedad y, por tanto, resulta más estable.
En automóviles de propulsión trasera (fig. 4.15-1) el esfuerzo de empuje se aplica
desde atrás, y en las curvas el vehículo se apoya sobre la adherencia transversal
de los bandajes delanteros para ser dirigidos, mientras que con la tracción
delantera (2) el arrastre lo efectúan las ruedas de delante, ya orientadas en el
sentido de la curva; es decir, sin recurrir a la citada adherencia transversal. Se
comprende que las curvas se puedan tomar a mayor velocidad y siempre con más
seguridad con la tracción delantera, y que en caso de meterse las ruedas
encarriladas en un camino, se saca el vehículo más fácil y con mayor seguridad
que si fuese de propulsión trasera. Éstas son las características y ventajas
principales del sistema.
Figura 4.15. Fuerzas en el trazado de una curva
El bloque motor-transmisión adopta la forma y disposición de la figura 4.12; los
frenos de las ruedas delanteras pueden montarse a la salida del diferencial,
245
descargando a las ruedas de su peso y disminuyendo, por tanto, el peso no
suspendido, cosa siempre beneficiosa.
1.1.1.4.4. Propulsión total
Consiste en hacer motrices todas las ruedas, delanteras y traseras. El mecanismo
está constituido por los elementos de una propulsión trasera o una tracción
delantera a los que se añade una tracción o una propulsión. Así, todos los bandajes
de apoyo del vehículo "agarran" al suelo para
aprovechar su adherencia en la transmisión del
esfuerzo motriz. Por tal razón estos vehículos
también se llaman de "adherencia total", y tienen,
naturalmente, más capacidad para subir pendientes;
pero la ventaja principal es apreciable sobre todo en
malos caminos, puesto que todas las ruedas
agarran y trepan y, además, como las delanteras
tienen
propulsión
autónoma
ya
no
resultan
empujadas por las traseras, con lo cual se
disminuye notablemente la resistencia al avance.
El mecanismo, en general, consta (fig. 4.16) de una
caja de cambios corriente C a cuya salida lleva el
Figura 4.16. Sistema de
giro motor al reenvío B, desde el cual parten los dos
propulsión total
246
árboles F y G que mueven los ejes delanteros D y trasero T, ambos provistos de
diferencial en la forma ya expuesta al hablar de la propulsión trasera y tracción
delantera.
El delantero D es un puente análogo al trasero, pero con su diferencial hacia un
lado para que el árbol F pase por debajo y a un costado del bloque motor, sin
tropezar con él. En los extremos del puente los palieres llevan juntas
homocinéticas, puesto que las ruedas son también directrices.
Figura 4.17. Disposición
alternativa del sistema de
propulsión total
Otra disposición del reenvío, caja de transferencia o transfer es la de la figura 4.17.
Los vehículos dotados de propulsión total se pueden agrupar en dos bloques:
transmisión permanente a un eje y por accionamiento manual al otro (4x2), y
transmisión permanente a las cuatro ruedas (4x4).
247
1.1.1.4.4.1. Transmisión permanente a un eje con conexión manual del otro
El reenvío B permite desacoplar el eje delantero del esfuerzo motor, para que sobre
buenas calzadas el vehículo circule como uno de propulsión trasera, y al mismo
tiempo está dotado de un engranaje reductor que, cuando se hacen funcionar todas
las ruedas como motrices, rebaja las velocidades proporcionadas por la caja de
cambios C. De este modo el vehículo dispone de un juego de marchas más
reducidas, lo cual es muy conveniente para fuertes pendientes y malos caminos,
con lo que las ventajas de la adherencia total se aprovechan al máximo.
El mecanismo de reenvío (fig.
4.18) consiste en cinco piñones,
de los cuales los 1 y 2 están
montados locos sobre el extremo
del árbol A que viene de la caja
de cambios principal; los 3 y 4
forman
parte
intermediario,
extremo
Figura 4.18. Mecanismo acoplador de la propulsión total
comunica
de
y
del
con
el
árbol
las
un
5
es
G
eje
el
que
ruedas
traseras. El árbol F de las
delanteras termina apoyándose
en un cojinete de bolas insertado en un hueco central del piñón 5, y por tanto, es
independiente de éste y de G.
Sobre el eje A, entre los piñones 1 y 2, puede moverse un desplazable Q que
248
engrana por dientes interiores bien con el 1 o con el 2; este desplazable está
enlazado por medio de la palanca P con otro R, que en el extremo de F, puede o no
engranar con el piñón 5. La palanca P bascula alrededor de su punto de apoyo K
situado a la altura del intermediario.
Cuando el vehículo circula con sólo propulsión trasera, el desplazable Q engrana
con 2, y el R, por lo tanto, está libre. El giro que llega desde el cambio sigue las
flechas llenas: piñón 2, su intermediario, piñón 5 y árbol G. Como R está
desengranado de 5, no pasa fuerza motriz al árbol delantero F. Si el conductor desea la propulsión total, maniobra desde fuera la palanca P: engrana Q con 1, y R
con 5, entonces el movimiento del motor, flechas de puntos, pasa por 1 al
intermediario izquierdo (el grande, y por tanto, se reduce el giro) y de éste sigue por
el pequeño 4 al piñón 5, que como está engranado con R transmite el giro a los dos
árboles G y F.
Se completa el poder trepador de estos vehículos dotándoles de un dispositivo que
a voluntad enclave
los
diferenciales,
del tipo explicado
anteriormente
tratar
de
al
los
diferenciales
controlados.
Figura 4.19. Sistema de propulsión de un Jeep
En la figura 4.19 se
249
representa el chasis del popular Jeep americano, pequeño vehículo con soluciones
mecánicas clásicas, pero de notable eficiencia y capacidad de maniobra.
Desde el motor, montado sobre tres puntos elásticos, se comunica el giro a las
ruedas mediante una transmisión compuesta de embrague de disco único en seco
y un cambio de tres marchas adelante y una atrás. A un costado de éste se halla el
reductor A, que proporciona un segundo juego de marchas la mitad más reducidas
que las normales. En la figura se observa como el bloque motor se encuentra
desplazado hacia la izquierda del chasis, con objeto de que desde el reductor
llegue el árbol de transmisión D al eje delantero sin tropezar con el cárter.
Al lado de la palanca C del cambio normal están las dos E y F del reductor: la F es
para poner la combinación "directa" o la "reducida", y la E tiene por objeto hacer o
no motrices las ruedas delanteras, a voluntad del conductor y según el estado y
pendiente del camino. El mecanismo es análogo al descrito en la figura 4.18, con la
diferencia de que aquí no existe la palanca P que enlaza los desplazables Q y R,
sino que cada uno de éstos tiene mando independiente por las palancas exteriores
E y F de la figura 4.20.
De esta manera el vehículo puede marchar sobre carretera con sólo propulsión
trasera y a la velocidad de un automóvil convencional. Cuando la carga y la
pendiente aumentan, el reductor proporciona otra gama de tres marchas adelante
más reducidas y con gran aprovechamiento de la potencia máxima del motor, y
cuando dichos factores alcanzan valores extraordinarios o el piso es malo o
resbaladizo, el reenvío permite añadir la tracción delantera, con aprovechamiento
total de la adherencia del vehículo.
250
El puente trasero, rígido, es del tipo semiflotante, en tanto que el delantero, también
rígido, es todo flotante, y ambos poseen diferenciales idénticos. Las juntas
homocinéticas necesarias para la tracción delantera son del tipo Béndix-Weiss o
Rzeppa, y están colocadas, como siempre, en el eje de giro de los pivotes de la
dirección envueltas en rótulas esféricas que las protegen del polvo y barro
exteriores.
Inspirados en el Jeep (de la casa Willys) han aparecido vehículos análogos para
usos militares y civiles, algunos con suspensión independiente, posibilidad de
enclavar los diferenciales y otros perfeccionamientos.
Normalmente la palanca de mando de la caja de transferencia posibilita cuatro
funciones: alta velocidad con dos ruedas motrices (2H), alta velocidad con cuatro
ruedas motrices (4H), baja velocidad con cuatro ruedas motrices (4L) y posición
neutral (N).
1.1.1.4.4.2. Transmisión 4x4 permanente
Recientemente se ha incorporado la tracción total a los turismos, en general a los
de gran potencia y prestaciones deportivas; sin embargo cabe destacar la
aplicación de la misma a pequeños utilitarios, mediante soluciones sencillas y
económicas que dan excelentes resultados.
En la figura 4.20 se observa el reenvío VG 1400-3VV Mercedes Benz, de
constitución similar a la expuesta en la 4.18. Las barras de mando 3 y 34, que
251
Figura 4.20. Mecanismo de tracción 4x4 permanente
252
actúan sobre las horquillas 5 y 31, son accionadas neumáticamente. En el detalle 1
las ruedas dentadas 38 y 13, montadas locas sobre el árbol de entrada 12, no
reciben su giro ni éste es transmitido a los árboles de salida 19 y 20; es la posición
neutral. En el detalle 2, posición de marcha para carretera, los desplazables 4 y 25,
facilitan el engranaje de las ruedas dentadas 38, izquierda del árbol intermediario
16, y 23 y, a través del engranaje planetario 20, 21 y 22 y los rodamientos de
rodillos cónicos, transmiten el giro del árbol de entrada 12 a los de salida adelante
20 (brida 29) y al eje trasero a través de las bridas 18; la distribución del par motor
es de 1:3,2 entre los ejes delantero y trasero. En el detalle 3 son la rueda dentada
13 y la derecha del árbol intermediario 16, las que transmiten el giro a los árboles
de salida (ejes delantero y trasero), siendo la distribución del par motor igual a la
del detalle 2; es la marcha para todo terreno. En el detalle 4, marcha para todo
terreno reducida, la distribución del par motor entre los ejes delantero y trasero es
de 1:1.
253
1.1.2. LA TRANSMISIÓN EN UN VEHÍCULO
FÓRMULA S.A.E.
1.1.2.1. INTRODUCCIÓN
Tras conocer los diferentes sistemas de transmisión empleados en la actualidad en
el mundo del automóvil, se procederá a analizar cuáles de las anteriores soluciones
son las más adecuadas para su implantación en un vehículo Fórmula S.A.E. Se
estudiarán las distintas partes de la transmisión de un vehículo de este tipo, y se
justificará su elección.
En esta sección se harán numerosas referencias a los contenidos expuestos en el
punto 1.1.1. de esta memoria. Sin embargo, algunos de los conceptos más
importantes para el desarrollo de este apartado se volverán a explicar de forma
breve y desde el punto de vista de la competición, de modo que el presente texto
pueda ser entendido sin la constante referencia a otras páginas.
1.1.2.2. EL CONJUNTO DE LA TRANSMISIÓN
La transmisión es la parte encargada de transmitir la potencia desde el motor hasta
las ruedas del coche. Esta potencia hay que hacerla llegar de manera que haya
254
unas pérdidas mínimas y tal que el coche la aproveche al máximo. En vehículos de
competición como los empleados en la Fórmula S.A.E., esto último adquiere si cabe
mayor importancia, puesto que factores como el rendimiento, la fiabilidad y la
eficacia deben prevalecer por encima del resto.
En la Fórmula S.A.E. se utilizan, casi exclusivamente, motores de motocicleta, y
nuestro caso no será una excepción. Una de las ventajas de este tipo de motores
es que la caja de cambios y el embrague están integrados en el bloque del motor,
formando un conjunto compacto y ligero, en comparación con una caja de cambios
Figura 1. Disposición habitual en vehículos Fórmula
S.A.E.
255
tradicional de automóvil. Esto obliga a la colocación de un diferencial externo (y no
adosado a la caja de cambios) y deja como única posibilidad de comunicación de
potencia la transmisión por cadena. Este sistema permite variar la relación de
cambio total de forma sencilla, ya que se puede sustituir el piñón por uno de
diferente número de dientes y utilizar una corona del tamaño que más convenga.
Un ejemplo de este conjunto se puede observar en la figura 1.
El conjunto de transmisión de potencia está formado por una serie de piezas que
transmiten el par de salida del motor (al piñón) hacia el suelo (ruedas). Entre el
piñón y las ruedas se situarán elementos que hacen posible la interconexión entre
ambos.
Una de las piezas de las que se partió al inicio de este proyecto fue la del bloque
motor de una Honda CBR 600. Como se apuntó anteriormente, este bloque incluye
la caja de cambios, una caja manual secuencial de seis velocidades, lo que hace
que éste haya sido un componente de la transmisión impuesto, sobre el que no se
ha tenido que realizar ningún tipo de estudio.
De lo anterior se desprende que el análisis de las alternativas de los diferentes
componentes se centrará en el sistema de tracción, el diferencial y las uniones que
transmitirán la fuerza del motor de una pieza a otra.
256
1.1.2.3. EL SISTEMA DE PROPULSIÓN
Antes de nada, se debe decidir el tipo de tracción que dotará de movimiento al
vehículo, es decir, si dispondrá de tracción, propulsión, o propulsión integral (FWD,
RWD o AWD, respectivamente).
Como es fácilmente apreciable, todos los vehículos puros de competición utilizan la
configuración de propulsión (RWD), es decir, tracción a las ruedas del tren trasero.
En la Fórmula S.A.E. también se adoptará esta solución en la totalidad de los
equipos.
A continuación se analizarán los distintos sistemas de propulsión y se enumerarán
las ventajas e inconvenientes de su utilización, de modo que se pueda argumentar
la elección de la propulsión.
1.1.2.3.1. Tracción
Las ventajas fundamentales de la tracción son consecuencia de la orientación de
las ruedas delanteras al tomar una curva. En estas circunstancias, las ruedas
directrices (las delanteras en casi todo tipo de automóviles) “señalan” en todo
momento hacia la salida de la curva, al contrario que las traseras, que lo hacen
hacia el exterior.
257
Este detalle hace que un automóvil de propulsión trasera se apoye sobre la
adherencia transversal de los bandajes delanteros para ser dirigidos, mientras que
con la tracción delantera no se recurre a la citada adherencia transversal.
Teóricamente, aunque esto puede depender más de otras características dinámicas
del vehículo, curvas se pueden tomar a mayor velocidad y siempre con más
seguridad con la tracción delantera, y que en caso de meterse las ruedas
encarriladas en un camino, se saca el vehículo más fácil y con mayor seguridad
que si fuese de propulsión trasera. El agarre en superficies deslizantes de un
vehículo de tracción delantera es siempre netamente superior al de uno dotado de
propulsión.
Figura 2. Dirección de las ruedas motrices en una curva
258
El mayor inconveniente de la tracción delantera en un automóvil como los
empleados en la competición que nos incumbe es su difícil compatibilidad con el
motor central-trasero. El sistema de transmisión de la fuerza del motor al eje
delantero añadiría peso al conjunto e implicaría una serie de problemas mecánicos
y geométricos debidos al poco espacio disponible.
1.1.2.3.2. Propulsión total
El sistema de propulsión total constaría de los elementos de una propulsión trasera
a los que se añadiría la tracción delantera por medio de un diferencial central que
haría posible el reparto de par entre ambos ejes. Sólo se baraja la posibilidad de
adoptar un sistema 4x4 permanente, ya que el 4x4 conectable sólo es adecuado en
coches en los que el uso de la transmisión total es esporádico, esto es, en aquellos
que rara vez van a ser sometidos a un uso extremo y que pretenden ahorrar
combustible en el resto de circunstancias; este no es el caso de un coche de
competición, por lo que la transmisión 4x4 conectable se descarta.
La principal ventaja de este sistema es un mayor agarre del vehículo a la calzada
en toda circunstancia. El aprovechamiento de este sistema es mayor cuanto peores
son las condiciones del terreno, puesto que en terrenos donde las pérdidas de
tracción de los sistemas de propulsión a un eje son pequeñas, la aportación de dos
ruedas motrices adicionales es nula o despreciable. Esta solución es por tanto
adecuada cuando las condiciones de la vía (tierra, irregularidades, asfalto
259
degradado, etc.) o las climatológicas (nieve, lluvia o hielo) no son las mejores, o
cuando es necesario subir pendientes pronunciadas.
En competición, emplean sistemas de propulsión total los vehículos de rallies, ya
que el estado del terreno no suele ser muy favorable y la ventaja que aporta es
determinante. En cambio, en aquellas otras disciplinas disputadas siempre sobre
asfalto (como la que nos ocupa), este tipo de propulsión apenas se emplea.
Los inconvenientes asociados a este sistema son: el mayor peso que supone
(debido a que se ha de llevar la fuerza del motor a ambos ejes y ello implica mayor
número de componentes), la gran complicación mecánica y geométrica que
conlleva su implantación (hay que poder ubicar tres diferenciales en un espacio en
el que no es fácil ubicar uno), y su precio.
1.1.2.3.3. Propulsión
A continuación se estudiarán las características que hacen que sea la propulsión el
sistema adoptado, contrastándola con los otros dos sistemas a modo de
argumentación:
• La separación por trenes en direccional y de tracción permite disponer de
una suma de fuerzas generadas por los neumáticos mayor en
comparación con la tracción delantera.
• La transferencia de masas en aceleración favorece la tracción en las
ruedas traseras, ya que aumentan su carga vertical. Esto resulta de
260
especial utilidad en arrancadas y aceleraciones fuertes (a la salida de una
curva cerrada), donde se requiere la máxima transmisión de potencia al
suelo. Se debe tener en cuenta que el peso total de los vehículos
Fórmula S.A.E. es muy liviano y su relación peso-potencia muy alta, por
lo que se debe conseguir que los movimientos de la carrocería durante la
carrera favorezcan lo máximo posible la tracción de las ruedas, algo que
logra la propulsión trasera, al contrario que la tracción delantera, en la
cual el levantamiento de la parte delantera del coche en fases de
aceleración perjudica seriamente el agarre.
• La disposición es más adecuada en términos de espacio, teniendo en
cuenta la disposición de motor central/trasero. La posición del motor es
elegida de modo que la aerodinámica sea la óptima, y el reparto de pesos
entre los ejes favorezca el agarre de las ruedas; con estas condiciones, el
motor se sitúa detrás de la cabina del piloto y por delante del eje trasero
(se le da el nombre de disposición central/trasera). El espacio disponible
en nuestro vehículo, así como en el resto de participantes, es muy
reducido, por lo que la solución más compacta, ligera y sencilla es la de
la propulsión, por lo complicado que resulta en estas condiciones hacer
llegar la fuerza del motor al eje delantero.
• El peso que añade un sistema de propulsión total perjudica a las
prestaciones más de lo que aporta al comportamiento del vehículo, por
disputarse la competición sobre un asfalto en buenas condiciones.
Debido a esto, resultará favorable que la tracción sea a un solo eje. El
261
precio asociado a un sistema de propulsión total es otro argumento más
para descartarlo.
• La propulsión está más orientada al control que a la estabilidad, lo cual es
adecuado para vehículos de competición.
1.1.2.4. EL DIFERENCIAL
La práctica totalidad de los automóviles necesitan un diferencial porque las ruedas
de tracción, al estar separadas por una distancia (vía) al girar, describen radios
distintos a velocidades de giro (angulares) también distintas. La palabra diferencial
significa precisamente esto, un mecanismo que es capaz de diferenciar las
circunstancias de una y otra rueda.
Este diferencial, mediante una caja de satélites, es capaz de adaptar cualquier
variación
relativa
de
velocidades entre ruedas
de
un
mismo
eje. La
limitación está en el par a
transmitir. Es incapaz de
dosificarlo y distribuirlo, lo
cual supone que, cuando
una
Figura 3. Reparto del par de tracción con suelo deslizante
rueda
pierde
su
capacidad de tracción por
262
patinaje o falta de contacto, los engranajes dirigen todo el par hacia la rueda en
esta situación, sin que la que puede traccionar reciba absolutamente nada. En
consecuencia, el coche no avanza.
En un turismo, esta situación se da en momentos muy puntuales (nieve, hielo,
arrastre de remolque, etc.), mientras que en el funcionamiento normal del automóvil
este sistema es muy satisfactorio y prácticamente no necesita mantenimiento. No
obstante, cada día es mayor el número de fabricantes que van incorporando a los
vehículos de la gama alta un tipo de diferencial con cierto porcentaje de
autoblocante, del 25 % al 40 %, para mejorar la tracción en los modelos donde la
relación peso/potencia puede dar lugar a patinajes incontrolados (como es nuestro
caso).
Figura 4. Engranajes en un diferencial convencional
263
El diferencial de la figura representa un diferencial abierto, sin autoblocante, que
cumple la siguiente ley, como mecanismo planetario diferencial de dos grados de
libertad:
ω4 =
ω1 + ω3
2
Y, mientras en línea recta se cumple la relación ω4 = ω3 = ω1, en curva existe una
diferencia de velocidades entre las dos ruedas, cumpliendo siempre la primera
relación.
1.1.2.4.1 El diferencial en competición
Antes de entrar de lleno en la aplicación de los autoblocantes en competición,
debemos señalar que también se pueden usar diferenciales abiertos en
aplicaciones deportivas. Si la pista estuviera lisa y seca, con un coche muy bien
repartido de pesos y en ausencia de curvas cerradas, no es totalmente descartable
el uso de un diferencial abierto. Evitaríamos los fenómenos colaterales de los
diferenciales autoblocantes, como las tendencias modificadoras del carácter
virador, y algún que otro punto oscuro en el comportamiento, incluso en línea recta.
No obstante, en la Fórmula S.A.E., dadas las características reviradas de los
circuitos, se aconseja encarecidamente el uso del diferencial autoblocante.
Quizás el fenómeno más distorsionante y menos conocido sea la tendencia a
acentuar el sobreviraje o subviraje en función del deslizamiento de una rueda, fruto
del distinto y puntual desvío del par que el diferencial autoblocante proporciona.
264
Aunque no todos los diferenciales actúan igual, la figura 4 muestra un ejemplo para
un turismo de tracción (en uno de propulsión el fenómeno sería distinto, pero no
necesariamente contrario).
El diámetro de los círculos de cada rueda supone la capacidad de ésta para
acelerar y frenar, y también para girar. En este ejemplo, se puede observar que la
rueda delantera exterior está muy bien dotada, sobre todo por la carga vertical que
soporta en este momento. Fr es la fuerza resultante de la aceleración (fa) y la
centrífuga (fb), buscando siempre permanecer dentro del círculo. Si se mantiene la
situación así, siendo Fr1 > Fr2, existe una tendencia a acentuar el sobreviraje (no
quiere decir esto que el coche sea sobrevirador). No obstante, al aplicar la potencia,
la rueda interior iniciará inmediatamente un patinaje que, al ser reconocido por el
Figura 5. Representación de la situación al inicio de la aceleración en la salida de una curva
265
autoblocante, éste, dentro de su misión, le desviará par de tracción pronunciando
aún más el síntoma. En este supuesto, se desprecian las más que probables
consecuencias del aumento del ángulo de slip (o deriva) de este neumático.
Todo esto depende, en gran medida, del tipo de diferencial usado y de su
respuesta, y es muy importante en este momento la capacidad de dosificación del
piloto. Debemos recordar que incluso en línea recta, cuando una rueda del tren de
tracción, funcionando con autoblocante, empieza a patinar, todo el par es aplicado
inmediatamente a la otra rueda, manifestándose entonces un efecto de vaivén
sincopado que en algunas ocasiones ha propiciado la inspección de un chasis
detenidamente, ya que puede confundirse con cualquier problema de flexión o
rotura.
Sin embargo, el desarrollo de motores más potentes, con chasis más rígidos y
ligeros, implica una creciente dificultad para mantener intactas las posibilidades de
aceleración requeridas en competición. Por otra parte, la disciplina deportiva exige
bruscos cambios de dirección y de trayectoria, que se traducen en el patinaje de
una rueda del tren de tracción. Los diferenciales abiertos no pueden compensar
debidamente el par, y, por ello, se impone el desarrollo de diferenciales
autoblocantes.
266
1.1.2.4.2. Tipos y funcionamiento
Ya se ha dicho que los diferenciales abiertos limitan la transmisión de par a la rueda
al nivel de la que en ese momento tenga menor adherencia. Si el problema se
deriva de un exceso de motor, patinarán ambas ruedas y la solución consistirá en
una reducción de potencia instantánea. Pero si patina una sola rueda, se impone un
diferencial limitador de patinaje, o bien un control de tracción que actúe sobre el
freno de esta rueda. Tanto en estos casos como en el uso de un viscoso, primero
debe generarse el patinaje, para luego actuar el sistema. Existen, no obstante,
otros diferenciales, denominados autoblocantes, que pueden controlar la diferencia
de par anticipándose al patinaje sin la consiguiente pérdida de motricidad.
Éstos son los grupos en los que se encuadran los diferenciales más utilizados en
competición.
1.1.2.4.2.1. Diferenciales de fricción
Este tipo de diferencial es abierto, con un conjunto de discos de fricción que se
interponen entre el planetario y el semieje de transmisión, en el camino que sigue el
par desde la corona al semieje, es decir, a la rueda.
Su capacidad de blocaje es proporcional al par de entrada a la corona, es decir, al
par suministrado por el motor. El ángulo de las rampas de empuje, mecanizadas en
la arandela de precarga, determina la fuerza expansiva que comprime los discos de
fricción, que funcionan a modo de embrague, desviando parte del par.
267
Figura 6. Vista en sección de un diferencial ZF. 1. Corona cónica. 2. Caja de
alojamiento. 3. Rampas de empuje. 4. Satélite. 5. Planetario. 6. Eje satélite. 7. Arandelas
de grueso. 8. Disco solidario al planetario. 9. Disco solidario a la caja. 10. Arandela de
precarga. 11. Anillo de presión. 12. Tapa
Figura 7. Ángulos de rampa
268
Los ángulos de esta rampa pueden variar (figura 7) desde 30°, que es el valor que
más fuerza expansiva transmite al paquete de discos, hasta 45°, que es el valor
que menos transmite.
El uso de ángulos asimétricos en la arandela de precarga es una buena solución
cuando se busca un pequeño blocaje en reducciones o en frenada, utilizando, por
ejemplo, 50° en el lado de apoyo del eje y 40° en e l lado de la rampa que transmite
potencia, hasta soluciones del tipo 60/30 para circuitos lentos y sinuosos.
Es evidente que el número y disposición de los discos también tiene su importancia
en la capacidad de blocaje. ZF dispone de un manual que relaciona las
combinaciones de ángulo de rampas y la disposición de los discos para dar
distintos valores de blocaje, expresados en porcentajes que van desde el 25 al 75
%.
Su principal ventaja es que no requieren ningún tipo de mantenimiento y su
fiabilidad es muy alta, algo muy importante en la competición.
1.1.2.4.2.2. Diferenciales viscosos
También podría pertenecer al grupo de diferenciales de fricción, ya que dispone de
un conjunto de discos que son los encargados de limitar el patinaje. La caja se llena
con un fluido viscoso, derivado de la silicona, cuya principal característica es una
admirable resistencia a la cizalladura (rotura molecular). Su paso a través de los
taladros dispuestos en sucesivos platos, coligados a una unidad que gira
269
condicionada a la caja solidaria de la corona, establece el valor de blocaje del
diferencial.
Figura 8. Esquema interno de un diferencial viscoso
Es evidente que todo esto genera calor cuando actúa como inhibidor de diferencias
de movimiento, pero el resultado de este calentamiento no es otro que una mayor
capacidad de tracción. No obstante, es necesario revisar la unidad si ha trabajado a
una temperatura superior a 170°C.
Las posibilidades de reglaje en este diferencial son inmensas, aunque no en la
pista, ya que sólo depende de las características del fluido operante.
Los puntos a su favor son su bajo precio y su estructura compacta.
270
1.1.2.4.2.3. Diferenciales Torsen
Tras poner el énfasis necesario en las desigualdades que distinguen a los dos
sistemas de diferenciales para la competición, es decir, los que actúan después de
que una de las ruedas inicie el patinaje (sensibles a la rotación) y los que vamos a
analizar ahora (sensibles al par), se estudiarán sin más los más utilizados.
En este grupo pueden incluirse los Weismann Locker, el Quaife, los Detroit Locker,
Ricardo y el Jornet, inventado y patentado por un técnico español. Pero para el
caso particular de la Fórmula S.A.E., tienen especial interés los Torsen, muy
populares en dicha competición.
Estos diferenciales funcionan con un gran movimiento de engranajes, y son
capaces de reaccionar inmediatamente ante una variación de par, generando
fricción.
Esta fricción, por desplazamiento axial de los planetarios, es la que consigue
desviar más par hacia la rueda de mayor tracción. Como en casos anteriores, el par
transmitido está condicionado por la matización que las fuerzas de fricción
confieren al par entregado por el piñón de ataque, es decir, el motor.
Por último, se debe advertir que estos diferenciales absorben más potencia que la
que sería deseable, y que su momento de inercia también es alto.
En cualquier caso, para un diferencial trasero de un Fórmula S.A.E. parece muy
adecuada la elección de un Torsen. Sus ventajas fundamentales se enumeran a
continuación:
271
•
El reparto de par se hace en función del par resistivo, no de la
velocidad
de
giro
de
cada
semieje,
lo
que
le
otorga
un
comportamiento ejemplar.
•
Puede transmitir más par a la rueda interior aunque gire más
despacio. Esto permite solventar sin problemas situaciones como la
que se presentaría al trazar una curva en la que la zona interior tiene
una baja adherencia (un charco, hielo, etc.).
•
La actuación del diferencial es inmediata, no es necesario que exista
un cierto patinamiento para que empiece a bloquear.
No obstante, existen también algunos inconvenientes, como son el alto precio y la
imposibilidad de regular este diferencial para que permita un cierto deslizamiento,
algo que los pilotos solicitan en ocasiones y que puede ser beneficioso en algunas
circunstancias.
Existen varias modalidades de este tipo de diferencial, entre las que las más
comunes son las denominadas Torsen I y Torsen II.
Figura 9. Diferencial Torsen I
272
Figura 10. Diferencial Torsen II
Este diferencial consta de varios elementos: la carcasa, los dos engranajes
principales, los satélites montados en tres parejas a 120º que giran sobre unos
pines, los ejes de salida hacia las ruedas, y una serie de elementos de fricción.
El diferencial Torsen se suele utilizar en vehículos de calle de tracción a las 4
ruedas, para repartir el par entre el eje trasero y el delantero, y es ideal para los
propósitos del Fórmula S.A.E. Dentro de todos los existentes, habrá que buscar un
modelo que sea lo más pequeño y liviano posible, y aguante los pares a los que va
a ser sometido.
273
1.1.2.5. Palieres y juntas homocinéticas
Desde el diferencial se han de transmitir los pares, debidamente variados según el
filtro del diferencial, hacia las ruedas. Para esta tarea, se utilizan juntas
tridimensionales que permiten transmitir el giro (de rotación, no de dirección) a la
vez que ajustarse según movimientos de su eje: se denominan juntas
homocinéticas.
Su importancia reside en que son un elemento típico de fallo, lo cual supone el
abandono irremediable de la competición. Deben permanecer siempre engrasados
(se recomienda grasa Kluber Staburags NBU12NF), a pesar de que se rompa el
fuelle de goma.
Por último, para transmitir el giro desde la junta homocinética de la salida del
diferencial a la junta solidaria al buje de cada rueda, se utiliza un eje (hueco o
macizo) de material rígido y con buenas propiedades a torsión. Es uno de los
elementos que hay que cuidar en el diseño, pues se pretende alcanzar un buen
compromiso entre duración y ligereza. Por supuesto, esta pieza está sometida a
diversos tipos de pares y fuerzas (axiales, flectores, torsiones…).
Figura 11. Semieje
274
Antes de finalizar este apartado, debe hacerse hincapié en que los elementos
descritos son de un elevado potencial de fallo, debido a su complejidad y a la
severidad de fuerzas que soportan. Por ello, se deben cuidar extremadamente
todas las fases del producto. Si el producto proviniese directamente de un
fabricante, se deberá prestar máxima atención para realizar un montaje limpio y
correcto.
Fecha:
Firma:
275
1.1.3. AGRADECIMIENTOS
La realización del presente proyecto no hubiera sido posible sin la inestimable
ayuda y apoyo desinteresado de Mariano Jiménez Calzado, Eduardo García
Sánchez y Fermín Recio de la Iglesia, todos ellos profesores del departamento de
mecánica de la E.T.S.I.I. I.C.A.I.
El autor les muestra su más sincero agradecimiento por su disponibilidad y por el
tiempo dedicado, sin los cuales no se hubieran podido superar las muchas
dificultades.
276
1.1.4. BIBLIOGRAFÍA
LIBROS
[DECA98]
Miguel de Castro Vicente. Nueva Enciclopedia del Automóvil. Tomo
3: Transmisiones y bastidor. Ceac, 1998.
[ALON03]
Jose
Manuel Alonso
Pérez.
Electromecánica
de
vehículos.
Sistemas de Transmisión y Frenado. Thomson Paraninfo, 2003
[ARI05]
Manuel Arias-Paz Guitián. Manual de automóviles.
Cie Dossat
2000 S.L., 2005.
[SPOT82]
M.F.Spotts. Proyecto de elementos de máquinas. Editorial Reverté
S.A., 1982.
[EDEB78]
Equipo
técnico
Edebé.
Tecnología
herramientas. Editorial Edebé, 1978.
mecánica
3.
Máquinas
277
[FELE95]
Jesús Félez y Mª Luisa Martínez. Dibujo industrial. Editorial
Síntesis, 1995.
[JIME05]
Mariano Jiménez Calzado. Apuntes de Expresión gráfica. Tema 8:
Transmisión de movimiento. Universidad Pontificia Comillas, 2005.
[MOTO04]
Guía
práctica
Coche
Actual.
Diccionario
Enciclopédico
del
Automóvil. Motor-Press Ibérica, 2004.
[MOTO04]
Guía práctica Coche Actual. Todas las respuestas sobre el
Automóvil. Motor-Press Ibérica, 2004.
[MOTO04]
Guía práctica Coche Actual. Tecnología punta para el nuevo siglo.
Motor-Press Ibérica, 2004.
[MOTO04]
Guía práctica Coche Actual. Tecnología de campeones. MotorPress Ibérica, 2004.
[MOTO04]
Guía práctica Coche Actual. Grandes marcas del Automóvil. MotorPress Ibérica, 2004.
278
PÁGINAS WEB
http://auto.howstuffworks.com/automatic-transmission.htm Funcionamiento de las
transmisiones automáticas.
http://auto.howstuffworks.com/clutch.htm Funcionamiento del embrague.
http://auto.howstuffworks.com/differential.htm
Funcionamiento
y
tipos
de
diferenciales
http://auto.howstuffworks.com/four-wheel-drive.htm Sistemas de propulsión total
http://auto.howstuffworks.com/gear.htm Funcionamiento de los engranajes.
http://auto.howstuffworks.com/transmission.htm Tipos
de
transmisiones y su
fundamento
http://auto.howstuffworks.com/sequential-gearbox.htm Transmisión secuencial
http://auto.howstuffworks.com/torque-converter.htm Convertidor de par
http://auto.howstuffworks.com/gear7.htm Engranajes planetarios
http://www.km77.com/glosario/d/diferencial.asp Definición de diferencial
http://www.km77.com/marcas/audi/tt_03/32/sumario5.asp Transmisión DSG
http://www.km77.com/glosario/e/engrplan.asp Definición de engranajes planetarios
279
http://www.km77.com/tecnica/transmision/cambio/texto.asp
Clasificación
de
las
cajas de cambio
http://www.km77.com/glosario/t/torsen.asp Diferencial Torsen
http://www.mecanicavirtual.org/diferencial-autoblocante.htm Clasificación de los
diferenciales y fundamentos de los autoblocantes
280
1.2 CÁLCULOS
281
1.2 CÁLCULOS
ÍNDICE GENERAL
1.2.1. Dimensionado de los engranajes del diferencial
pág. 283
1.2.1.1. Introducción
pág. 283
1.2.1.2. Engranajes helicoidales de los planetarios
pág. 285
1.2.1.3. Engranajes helicoidales de los satélites
pág. 287
1.2.1.4. Engranajes rectos de los satélites
pág. 289
1.2.2. Determinación de las cargas máximas en los engranajes del
diferencial
pág. 292
1.2.2.1. Introducción
pág. 292
1.2.2.2. Aceleración máxima del vehículo
pág. 294
1.2.2.3. Fuerza máxima transmitida por el eje trasero
pág. 297
1.2.2.4. Carga máxima en los dientes del planetario
pág. 298
1.2.2.5. Carga máxima en los dientes del helicoidal del satélite
pág. 299
1.2.2.6. Carga máxima en los dientes del engranaje recto del
satélite
pág. 299
1.2.3. Determinación de las cargas admisibles en los engranajes del
diferencial
pág. 301
282
1.2.3.1. Introducción
pág. 301
1.2.3.2. Engranajes rectos
pág. 302
1.2.3.2.1. Cargas de los dientes
pág. 302
1.2.3.2.2. Resistencia a flexión de los dientes
pág. 304
1.2.3.2.3. Carga límite de desgaste
pág. 309
1.2.3.2.4. Carga dinámica
pág. 312
1.2.3.2.5. Ecuaciones de proyecto para carga dinámica
pág. 316
1.2.3.3. Engranajes helicoidales
pág. 319
1.2.3.3.1. Cargas de los dientes
pág. 319
1.2.3.3.2. Resistencia a flexión, carga dinámica y desgaste
pág. 320
1.2.3.4. Resultados
pág. 323
1.2.3.4.1. Introducción
pág. 323
1.2.3.4.2. Engranajes rectos de los satélites
pág. 324
1.2.3.4.3. Engranajes helicoidales de los planetarios
pág. 326
1.2.3.4.4. Engranajes helicoidales de los satélites
pág. 327
283
1.2.1. DIMENSIONADO DE LOS ENGRANAJES
DEL DIFERENCIAL
1.2.1.1. INTRODUCCIÓN
El diseño inicial de los engranajes que componen el diferencial Torsen objeto de
estudio se ha llevado a cabo mediante procedimientos nada estrictos y sí
rudimentarios. Al comienzo del presente curso, y por tanto del proyecto, se daba
por hecho que éste apartado quedaría muy simplificado tras recibir, de parte del
distribuidor Racing Import, los planos y datos del diferencial. Sin embargo, esta
información resultó muy escasa debido, según se nos argumentó, a la privacidad
que el fabricante Quaife desea mantener respecto a sus proyectos.
Como consecuencia, los informes de que se dispone acerca del diferencial trasero
que emplearía nuestro bólido se limitan a un plano de dimensiones exteriores de la
caja, semiejes y sujeciones.
Lo que en un principio no parecían más que impedimentos que harían muy difícil un
dimensionado aproximado, llevó a plantearse multitud de soluciones que se fueron
descartando por su dificultad. La primera idea fue la de adquirir un diferencial
Torsen en un desguace de automóviles para hacer mediciones sobre él y poder
adaptarlas a las menores dimensiones de nuestro vehículo. Tras contactar con
284
distintas empresas de este tipo, no se consiguió ninguna unidad, y es que son muy
pocos los turismos que montan diferencial Torsen, y la mayoría de los que lo hacen
lo emplean como diferencial central. Como alternativa, se pensó en la posibilidad de
realizar las mediciones sobre un coche radio-control de alta gama, cuya similitud
con un vehículo de competición de mayor tamaño es máxima. Esta solución
también fue descartada al comprobar vía Internet que estos vehículos utilizan
diferenciales Torsen tipo II (véase punto 1.1.2.4.2.3. de la Memoria Descriptiva), y
no tipo I como en nuestro caso.
Se optó entonces por basarse en un diseño tridimensional no acotado de un
diferencial empleado en un turismo (obtenido a través de Internet), y en el esquema
de dimensiones exteriores aportado por Racing Import. Se trató de diseñar un
conjunto de engranajes basado en el primero, cuyas dimensiones no excedieran las
de la caja del segundo. En los anejos 1 y 2 (véase punto 1.3. de la Memoria
Descriptiva) se presentan las dos fuentes citadas a gran tamaño para poder
analizar la toma de datos.
Afortunadamente, tras analizar las distintas posibilidades, se observó que éstas no
podían diferir mucho, puesto que, manteniendo la proporcionalidad propia de los
engranajes del anejo 1, la restricción dimensional que representa la caja exterior
hizo que resultara sencillo idear una solución válida. Por este procedimiento se
dedujeron los diámetros exteriores, ángulos de hélice y número de dientes de cada
uno de los componentes. En el anejo 3 se puede observar el boceto que se realizó
para comprobar que no había intersecciones entre engranajes y caja, y que resulta
útil para estudiar posibles modificaciones posteriores en cualquiera de las
285
dimensiones.
Para una mejor comprensión de los términos y disposición del diferencial Torsen,
que se supondrán conocidos a lo largo del presente apartado de cálculos, se invita
al lector a leer el epígrafe 1.1.1.3.5.2. de la memoria descriptiva.
1.2.1.2. ENGRANAJES HELICOIDALES DE LOS
PLANETARIOS
Los datos de los que se partía una vez realizado el análisis anteriormente descrito
eran los siguientes:
•
da = 53 mm
•
z = 24
•
β = 40º
•
αn = 20º
•
b = 30 mm, siendo b la longitud del diente
Para la obtención y comprensión de los parámetros de estos engranajes se pueden
emplear las tablas que los relacionan, presentes en el anejo 5.
286
d a = d + 2 ∗ mn = d + 2 ∗
mn =
d
∗ cos β → d = 49,820mm
z
d
∗ cos β = 1,5900mm ≈ 1,5000mm
z
Al obtener el valor del módulo, se observa que no coincide con ninguno de los
valores normalizados (ver anejo 6), por lo que deberá ser ajustado al más cercano y
adaptar los diámetros primitivo y exterior en consecuencia.
d=
z ∗ mn
= 46,995mm
cos β
d a = d + 2 ∗ mn = 49,995mm
mt =
d
= 1,9581mm
z
tgα t =
taα n
→ α t = 25,414º
cos β
d b = d ∗ cos α t = 42,447 mm
ha = mn = 1,5000mm
h f = 1,25mn = 1,8750mm
h = ha + h f = 3,3750mm
d f = d − 2 ∗ h f = 43,245mm
pn = mn ∗ π = 4,7120mm
287
pt = mt ∗ π = 6,1522mm
pz =
π ∗d
= 175,95mm
tgβ
D=
d1 + d 2
= 29,332mm
2
Éste último parámetro D representa la distancia entre los centros de los engranajes
helicoidales (de planetario y satélite).
1.2.1.3. ENGRANAJES HELICOIDALES DE LOS
SATÉLITES
El procedimiento es similar al seguido para el cálculo de los parámetros de los
planetarios.
Datos de partida:
•
da = 13,6 mm
•
z=5
288
•
β = 50º (los ángulos de hélice dos ruedas helicoidales de ejes
perpendiculares engranadas deben sumar 90º).
•
αn = 20º
•
b = 40 mm, siendo b la longitud del diente
d a = d + 2 ∗ mn = d + 2 ∗
d
∗ cos β → d = 10,818mm
z
En este caso no habrá que determinar el módulo, sino que éste debe ser igual al de
los engranajes planetarios; esto es condición para que ambas ruedas encajen.
mn = 1,5000mm =
d=
d
∗ cos β → z = 4,6361 ≈ 5
z
z ∗ mn
= 11,668mm
cos β
d a = d + 2 ∗ mn = 14,668mm
mt =
d
= 2,3340mm
z
tgα t =
taα n
→ α t = 29,520º
cos β
d b = d ∗ cos α t = 10,153mm
ha = mn = 1,5000mm
h f = 1,25mn = 1,8750mm
289
h = ha + h f = 3,3750 mm
d f = d − 2 ∗ h f = 7,9180 mm
pn = mn ∗ π = 4,7120 mm
pt = mt ∗ π = 7,3314 mm
pz =
π ∗d
= 30,758mm
tgβ
1.2.1.4. ENGRANAJES RECTOS DE LOS SATÉLITES
Datos de partida:
•
da = 20,6 mm
•
z = 12
•
α = 20º
•
b = 8,5 mm, siendo b la longitud del diente
Para la obtención y comprensión de los parámetros de estos engranajes se pueden
emplear las tablas que los relacionan, presentes en el anejo 4.
290
da = d + 2 ∗ m = d + 2 ∗
mn =
d
→ d = 17,657 mm
z
d
= 1,471mm ≈ 1,5000mm
z
Al obtener el valor del módulo, se observa que no coincide con ninguno de los
valores normalizados (ver anejo 6), por lo que deberá ser ajustado al más cercano y
adaptar los diámetros primitivo y exterior en consecuencia.
d = m ∗ z = 18,000mm
d a = d + 2 ∗ m = 21,000mm
d b = d ∗ cos α = 16,914mm
ha = m = 1,5000mm
h f = 1,25 ∗ m = 1,8750mm
h = ha + h f = 3,3750mm
d f = d − 2 ∗ h f = 14,250mm
p = m ∗ π = 4,7120mm
s=e=
D=
p
= 2,3560mm
2
d1 + d 2
= 18mm
2
Éste último parámetro D representa la distancia entre los centros de los engranajes
291
rectos.
292
1.2.2. DETERMINACIÓN DE LAS CARGAS
MÁXIMAS EN LOS ENGRANAJES DEL
DIFERENCIAL
1.2.2.1. INTRODUCCIÓN
Una vez obtenidas las dimensiones del diferencial a estudiar, se ha realizado un
detallado análisis de los esfuerzos a los que se prevé va a estar sometido una vez
acoplado al vehículo. El estudio comienza con la búsqueda de las condiciones más
desfavorables
para
los
engranajes
del
diferencial,
que
nos
permitirán
posteriormente comprobar si el dimensionado del apartado anterior es o no
adecuado.
Intuitivamente, al tratar de obtener los máximos sometimientos de cualquier
componente de la transmisión, sería lógico pensar en el par que es capaz de hacer
llegar el motor al otro lado del embrague como factor crítico. Sin embargo, existe un
condicionante que hace que este par no pueda ser transmitido en su totalidad: la
unión del vehículo al suelo no es firme, sino que en determinadas circunstancias de
cierta exigencia dinámica se produce un deslizamiento de las ruedas que establece
293
el par límite que es capaz de entregar el conjunto propulsor. El deslizamiento, por
tanto, se produce antes de que el motor haya podido transmitir todo su potencial.
Por ello se analizará la fuerza que el eje trasero es capaz de hacer llegar al suelo
por medio de las ruedas, una vez obtenido lo cual las cargas que han de soportar
cada uno de los componentes del diferencial se deduce de forma sencilla.
En las siguientes líneas se recogen y explican las variables que se utilizarán:
•
w es la velocidad angular de las ruedas traseras.
•
v es la velocidad lineal de las ruedas traseras.
•
Mrueda es el par que es capaz de trasmitir cada una de las ruedas traseras al
suelo.
•
Mplanetario es el par que transmite cada uno de los dos planetarios a su
correspondiente semieje.
•
Fn,plan es la fuerza normal a los dientes del planetario. Se producirá en cada
uno de los tres contactos del planetario con el satélite.
•
βplan es el ángulo de la hélice del engranaje helicoidal planetario.
•
Rbase,plan
es el radio de la circunferencia base del engranaje helicoidal
planetario.
•
Fn,helsat es la fuerza normal a los dientes del helicoidal del satélite.
294
•
Rbase,helsat es el radio de la circunferencia base del engranaje helicoidal del
satélite.
•
βhelsat es el ángulo de la hélice del engranaje helicoidal del satélite.
•
Fn,rectosat es la fuerza normal a los dientes del engranaje recto del satélite.
•
Rbase,rectosat es el radio de la circunferencia base del engranaje recto del
satélite.
1.2.2.2. ACELERACIÓN MÁXIMA DEL VEHÍCULO
La máxima aceleración que el coche puede desarrollar se produce en el momento
en que el piloto, partiendo de parado, arranca de la forma más rápida que el motor
y la caja de cambios le permitan, esto es, soltando el embrague brusca y
rápidamente a la vez que el acelerador es pulsado hasta su tope.
Los datos de partida para este estudio serán:
•
µ = 2. El coeficiente de rozamiento del neumático con el suelo se supondrá
extremadamente alto para poder determinar los máximos esfuerzos. Este
295
agarre sólo se lograría en un asfalto tremendamente rugoso y seco, y con
neumáticos nuevos.
•
m = 230 kg. La masa total del vehículo en orden de marcha (piloto incluido)
se ha aproximado en base a los datos más comunes en la competición. La
obtención de los siguientes parámetro se ha obtenido de igual manera.
•
Rrueda = 450 mm.
•
h = 250 mm. Distancia del suelo al centro de gravedad del vehículo.
•
dd = 736,52 mm. Distancia del centro de gravedad al eje delantero.
•
dt = 803,48 mm. Distancia del centro de gravedad al eje trasero.
dt
dd
a
G
W
Nt
Ft
h
Nd
A continuación se planteará el sistema de ecuaciones de equilibrio y se resolverá
para obtener la aceleración máxima.
296
Ft = mcoche ∗ a ⇒ µ ∗ N t = mcoche ∗ a
N t + N d − W = 0 ⇒ N t + N d − mcoche ∗ g = 0
N d ∗ d d + Ft ∗ h − N t ∗ d t = 0 ⇒ N d ∗ d d + µ ∗ N t ∗ h − N t ∗ d t = 0
N d = mcoche ∗ g − N t
(mcoche ∗ g − N t ) ∗ d d + µ ∗ N t ∗ h − N t ∗ d t = 0 ⇒ mcoche ∗ g ∗ d d − N t ∗ d d + µ ∗ N t ∗ h −
− N t ∗ d t = 0 ⇒ N t ∗ ( µ ∗ h − d d − d t ) = − mcoche ∗ g ∗ d d ⇒ N t =
N d = mcoche ∗ g − N t = 658,41N
µ ∗ N t = mcoche ∗ a ⇒ a =
µ ∗ Nt
mcoche
= 13,895m / s 2
− mcoche ∗ g ∗ d d
= 1597,89 N
µ ∗ h − d d − dt
297
1.2.2.3. FUERZA MÁXIMA TRANSMITIDA POR EL EJE
TRASERO
Para determinar la capacidad del eje trasero para transmitir la potencia al suelo,
habrá que tener en cuenta, aparte de la masa del coche, la masa equivalente de las
ruedas.
Se conoce el momento de inercia del conjunto de la rueda (llanta y neumático), que
ha sido facilitado por Jesús Ortega, responsable del sistema de frenos del vehículo.
I = 0,403 kg/m2
1
1
2
4 ∗ ∗ I ∗ w2 = ∗ v 2 ∗ meq ⇒ 4 ∗ I ∗ w2 = w2 ∗ Rrueda ∗ meq ⇒
2
2
⇒ 4 ∗ I = Rrueda ∗ meq ⇒ meq =
2
4∗I
= 7,9604kg
2
Rrueda
Por lo tanto, la masa total será:
mtotal = meq + mcoche = 237,96kg
Ya podemos calcular la capacidad de tracción del vehículo.
Fmáx = mtotal ∗ a = 3306,4 N
298
1.2.2.4. CARGA MÁXIMA EN LOS DIENTES DEL
PLANETARIO
El esfuerzo que llega al engranaje helicoidal planetario se determina se determina
igualando el par en cada una de las ruedas a el par en el planetario, en el cual
influyen las fuerzas de cada uno de los tres satélites.
M rueda =
Fmáx
+ Rrueda = 743,94 N ∗ m
2
M planetario = 3 ∗ Fn, plan ∗ cos β plan ∗ Rbase , plan = M rueda ⇒
⇒ Fn, plan =
M rueda
= 15253N
3 * cos β plan ∗ Rbase, plan
299
1.2.2.5. CARGA MÁXIMA EN LOS DIENTES DEL
HELICOIDAL DEL SATÉLITE
La obtención de la carga de estos engranajes es simple e inmediata, ya que por
efecto al ser los conjugados del planetario, la fuerza en sus dientes será igual y
opuesta.
Fn, helsat = Fn , plan = 15253 N
1.2.2.6. CARGA MÁXIMA EN LOS DIENTES DEL
ENGRANAJE RECTO DEL SATÉLITE
La condición que se ha de cumplir en los satélites en todo momento es la de que la
suma de momentos respecto a su eje sea nula, puesto que al ser su momento de
inercia muy pequeño, si no fuera así su aceleración angular sería infinita.
300
∑M
sat
= 0 ⇒ Fn , helsat ∗ Rbase , helsat ∗ cos β helsat + Fn, rectosat ∗ Rbase , rectosat = 0 ⇒
⇒ Fn, rectosat =
− Fn, helsat ∗ Rbase , helsat ∗ cos β helsat
Rbase, rectosat
= 5885,2 N
Es importante recalcar que esta fuerza se reparte entre las dos ruedas rectas de
cada satélite.
301
1.2.3. DETERMINACIÓN DE LAS CARGAS
ADMISIBLES EN LOS ENGRANAJES DEL
DIFERENCIAL
1.2.3.1. INTRODUCCIÓN
En este epígrafe se determinará la carga máxima que cada engranaje es capaz de
transmitir para, posteriormente, poder extraer conclusiones acerca de lo adecuado
o inadecuado que ha resultado el dimensionado y poder corregirlo si fuera
necesario.
Se expondrán los métodos generales de obtención de dichas fuerzas para los dos
tipos de engranajes (recto y helicoidal) y seguidamente se aplicarán a nuestro caso
particular. Debido a la mayor simplicidad de los engranajes rectos, se empezará por
estudiar sus esfuerzos y poder así deducir los presentes en ruedas helicoidales.
302
1.2.3.2. ENGRANAJES RECTOS
1.2.3.2.1. Cargas de los dientes
En el caso del diferencial objeto del proyecto, y como ya se explicó anteriormente,
la máxima fuerza transmitida viene dada por la adherencia de las ruedas, por lo que
no se ha tenido en cuenta la potencia del motor ni su velocidad de giro. Sin
embargo, en cualquier otra circunstancia las cargas sobre los engranajes se
calcularían de forma totalmente distinta, por lo que a continuación se expone el
procedimiento general.
En un juego de engranajes se transmite la potencia mediante la fuerza que el diente
de una rueda dentada ejerce sobre el de la otra. Esta fuerza está dirigida a lo largo
de la línea de presión como se indica en la figura 1. Si los engranajes transmiten
potencia a velocidad constante y giran a velocidad también constante, la fuerza que
se ejerce a lo largo de la línea de presión debe ser también constante. La velocidad
en la línea de presión es igual a la velocidad tangencial de los círculos de base.
La velocidad tangencial del círculo primitivo viene dada por
V =
π *d *n
100
m / min
donde d es el diámetro del círculo primitivo en cm y n la velocidad en vueltas por
minuto.
303
Un principio fundamental de la mecánica establece que puede considerarse que
una fuerza actúa en cualquier punto a lo largo de su línea de acción. Supóngase en
la figura 1 que la fuerza Fn entre los dientes actúa en el punto primitivo O.
Esta fuerza tiene el valor
Fn =
4500 * P
Vb
donde Vb es la velocidad tangencial del círculo base en metros por minuto y P es la
potencia en hp.
Vb =
π *d *n
100
cos α = V * cos α
De la figura 1 se deduce:
Fn =
Ft
cos α
Figura 1. Fuerza o potencia transmitida
304
Cuando se sustituyen estas expresiones el resultado es:
Ft =
4500 * P
V
La componente radial Fr de la fuerza Fn es igual a Ft * tg α.
1.2.3.2.2. Resistencia a flexión de los dientes
Cuando dos ruedas dentadas engranadas tienen suficiente número de dientes es
posible que varios pares estén en contacto simultáneamente. Sin embargo, es
usual suponer que toda la carga es soportada por un solo par de dientes y que la
carga actúa a través del ángulo o punto más desfavorable de los dientes como se
indica en la figura 2.
Se considera que la fuerza a lo largo de la línea de presión de la figura 2 está
aplicada en el eje del diente, donde se divide en componentes radial y tangencial.
La componente radial produce una tensión de compresión uniforme en la sección
transversal, pero es usual despreciar esta fuerza al realizar los cálculos de
tensiones. La componente tangencial Fb produce un momento flector Fb*l en la base
o porción más estrecha del diente.
305
Figura 2. Resistencia de los dientes
Es usual calcular las tensiones de flexión en la hipótesis de que el diente es una
viga en voladizo. Si se utiliza la ecuación elemental s = 6*M/b*h2 que da la tensión
de flexión, el resultado es, en el mejor de los casos, solamente aproximado.
No puede asegurarse la precisión, ya que el diente es corto y grueso y de sección
transversal no uniforme. Debe recordarse que la obtención de la ecuación para las
tensiones de flexión suponía la utilización de una viga larga y delgada de sección
transversal constante. Además, para cargas concentradas, la ecuación solamente
es válida en puntos a considerable distancia del punto de aplicación de la fuerza.
Sin embargo, es usual utilizar la ecuación y aplicada de la forma siguiente:
306
s=
6 * M Fb 6 * l
*
=
b h2
b*h2
donde b es la longitud del diente y l y h su altura y espesor como se indica en la
figura 2.
El factor h2/6*l corresponde a una propiedad puramente geométrica relacionada con
el tamaño y forma del diente y puede escribirse como función del paso. Por lo tanto,
sea,
h2
h2
p* y =
⇒y=
6*l
6 *l * p
El término y es un número puro y se llama coeficiente de forma o de Lewis.
Depende del número de dientes del engranaje y el sistema de dientes empleado.
Las dimensiones h y l corresponden a la sección transversal que hace h2/6*l sea
mínimo.
Sustituyendo la última ecuación en la anterior se obtiene:
Fb = s * b * y * p
Esta ecuación da la carga tangencial que el diente puede soportar trabajando como
viga. En la tabla 1 se dan los valores de y para engranajes de diferente número de
dientes.
307
Tabla 1. Coeficientes de forma o de Lewis y para engranajes con carga en el extremo del diente
Tabla 2. Tensiones de trabajo admisibles, kg/cm2, y valores de K de materiales para engranajes
Los valores de l y h a partir de los que puede calcularse y son algo inseguros, ya
que están influidos en gran proporción por el radio del filete rf. Para dientes
fabricados por fresado el radio puede ser a veces tan pequeño como 0,05*p. Para
308
radios de este tamaño, los valores reales de y son más pequeños que los indicados
en la tabla y los dientes no son tan resistentes como indicaría la ecuación anterior
utilizando los valores de la tabla. De hecho, para obtener los valores de y de la
tabla 1, son necesarios filetes de tamaño bastante grande.
Para dientes cuyo espesor crece hasta la base, la longitud del brazo l puede
encontrarse inscribiendo en el diente una parábola que debe ser tangente a los
filetes a ambos lados con el vértice en A como en la figura 2. Las tensiones de
flexión se calculan para la sección transversal que pasa por los puntos de
tangencia.
Puesto que la resistencia a la tracción de los materiales utilizados en los engranajes
aumenta con la dureza, pueden hallarse en la tabla 2 los valores de la tensión de
trabajo a la flexión.
En los engranajes rectos del diferencial diseñado se tomaron z=12, α=20º y diente
de perfil corriente, por lo que, buscando en la tabla 1, obtenemos un coeficiente de
Lewis de y=0,198.
El material que emplearíamos para su fabricación, dado el exigente uso al que va a
ser sometido, debería ser un acero cementado que aparece en la tabla como el
más resistente a flexión, con un s=3900 kg/cm2. La práctica totalidad de
diferenciales empleados en la competición son fabricados en este tipo de material o
similar.
Con esto datos ya podemos calcular la carga de flexión soportada por cada uno de
los engranajes rectos de los satélites:
309
Fb = s * b * y * p = 3034,2 N
1.2.3.2.3. Carga límite de desgaste
Los dientes del engranaje también deben ser lo suficientemente resistentes como
para soportar la carga Fw que se alcanza en el contacto, o sea la tensión de
compresión entre los dientes. Se han hecho los cálculos considerando los dientes
como dos cilindros paralelos en contacto. Se toman los radios de los cilindros como
radios de curvatura de las involutas cuando los dientes están en contacto en el
Figura 3. Radios de curvatura
R1 y R2 para las superficies de
los dientes en el punto
primitivo O
310
punto primitivo O (figura 3) La aproximación de que los dientes son cilindros, es
satisfactoria, pues aunque la tensión de compresión es muy alta, decrece
rápidamente para puntos separados de la zona de contacto.
La tensión de compresión máxima po en la zona de contacto es
P1 * E1 * E2
1
1
*( + )
E1 + E2
R1 R2
p0 = 0,591 *
donde P1 es la carga por unidad de longitud axial de compresión de ambos
cilindros, E1 y E2 son los módulos de elasticidad de los materiales que forman los
engranajes y R1 Y R2 son los radios de curvatura OA y OB, respectivamente, de los
dos engranajes.
Cuando el contacto se produce en el punto primitivo, los radios de curvatura de las
involutas son
R1 =
d1
* senα
2
R2 =
d2
N *d
* senα = 2 1 * senα
2
2 * N1
Llamemos sec, compresión límite superficial en los materiales de los engranajes, a
po.
sec = 0,65 *
2
P1 * E1 * E2
2
N
*
* (1 + 1 )
E1 + E2
d1 * senα
N2
311
Se multiplican ambos miembros de esta ecuación por la longitud de diente b, y la
carga total P1*b recibe el nombre de carga de desgaste Fw. Despejando Fw queda:
sec * b * d1 * senα
1
1
2 * N2
*( + )*
= d1 * b * Q * K
1,4
E1 E1 N1 + N 2
2
Fw =
en donde Q y K son:
Q=
2 * N2
N1 + N 2
s * senα
K = ec
1,4
2
En la tabla 2 se dan sec y K para materiales de diferentes durezas.
La carga de desgaste resulta trascendental en el diseño de engranajes que estarán
frecuentemente sometidos, o bien durante determinado periodos de tiempo, a
condiciones cercanas a su límite. Esta frecuencia produce un desgaste progresivo
que termina por deteriorar el diente y dejarlo inservible.
Sin embargo, en el caso de máxima exigencia que se ha supuesto, el efecto de
este desgaste es mínimo y totalmente despreciable puesto que dicho caso es
instantáneo y circunstancial, es decir, que se produce durante escasos instantes y
sólo en arrancadas muy violentas (aunque esto sea lo habitual en competición, la
arrancada representa un tiempo insignificante en una carrera).
312
1.2.3.2.4. Carga dinámica
La fuerza tangencial Ft transmitida de un engranaje a otro, puede determinarse
fácilmente como se ha explicado. Sin embargo, ésta no es la fuerza total que actúa
entre los dientes. La falta de precisión en la forma y separación de los dientes,
combinada con la inercia de las masas giratorias, dan lugar a efectos dinámicos
que también actúan sobre los dientes.
Como la exactitud de un engranaje no puede determinarse completamente a priori,
el cálculo de la carga dinámica puede introducir una suma considerable de
incertidumbre en el proyecto de engranajes. Basándose en ciertas aproximaciones,
es posible obtener la ecuación siguiente, que da la carga dinámica Fd resultante de
los errores de forma y espaciado de los dientes.
Fd =
2*e
* k * me
t
En donde e es la suma de los errores de los dos dientes engranados, en
centímetros, t es el tiempo en segundos durante el cual hay error, k es la constante
elástica en kilogramos por centímetro de los dientes engranados y me es la masa
equivalente en kg*s2/cm de los dos engranajes.
Los errores en la forma y espaciado de diente en el tallado de los mismos se deben
a varias causas y son difíciles de controlar. Es conveniente utilizar tolerancias como
error probable de los dientes de engranajes. La tabla 3 da valores medios para la
combinación de tolerancias de espaciado diente a diente y para las de perfil.
313
Tabla 3. Separación total diente a diente y errores de perfil e en cm
En la tabla, la calidad nº 8 es la más baja y la 12 la mayor. De una máquina
talladora de engranajes en buenas condiciones con una fresa adecuadamente
afilada, puede esperarse una calidad aproximada al n" 8. Esta calidad es muy
utilizada en el campo general de transmisión de potencia. Los engranajes de mayor
calidad, necesitan operaciones especiales de acabado y consecuentemente serán
más caros. Los engranajes utilizados en la industria del automóvil, por ejemplo,
tienen calidades de los nº 10 u 11. El proyectista intenta utilizar el número de
calidad
menor
que
permita
el
funcionamiento
previsto.
Una
estimación
conservadora de t sería decir que el error e actúa durante el tiempo necesario para
la rotación de un único paso. El tiempo t para que pase un único paso es
314
t=
60
n1 * N1
Si se calcula la constante elástica de una ménsula (viga en voladizo), cualquier otra
geométricamente semejante pero de la misma anchura b, tiene la misma constante
elástica. Esto mismo es cierto para los dientes de un engranaje puesto que si sólo
cambia el paso, los dientes son geométricamente semejantes. Se puede demostrar
que el valor medio de la constante elástica para un par de dientes engranados
puede venir dado por
k=
b E1 * E2
*(
)
9 E1 + E2
donde E1 y E2 son los módulos de elasticidad de los dos engranajes.
Cuando los dos son de acero E1 = E2 = 2,1 X 106 kg/ cm2 y el valor de k para un par
de dientes engranados es 116700*b kg/cm.
Cuando un engranaje es de acero E1=2,1 X 106 kg/cm2, y el otro es de hierro
colado o bronce, E2= 1,1 X 106 kg/cm2, entonces k= 81119*b kg/cm.
Se puede hallar el momento de inercia de un engranaje haciendo la aproximación
de que es un cilindro circular macizo de diámetro igual al diámetro primitivo del
engranaje y una longitud axial igual a la longitud del diente. El momento de inercia I
(figura 4) es por tanto
I = m*
r2
2
315
donde m es la masa.
Figura 4. Momento de inercia
de un cilindro circular macizo
Una masa concentrada m', situada en el círculo primitivo tiene un momento de
inercia I’ respecto del eje que vale
I ' = m'*r 2
Supongamos que m' sea tal que I e I’ sean iguales. Entonces
m'=
1
*m
2
El sistema dinámico de los dos engranajes se considera como las masas m1 y m2
concentradas en los círculos primitivos conectadas por un resorte que comprime los
dientes. Para tal sistema, la masa equivalente me viene dada por la ecuación
siguiente.
1
1
1
=
+
me m1 ' m2 '
316
La masa m1 del piñón es igual a
π * r1 * b * ρ1
1
* m1 =
2
2* g
2
m1 ' =
donde ρ1 es el peso por unidad de volumen del material.
La masa m2’ del engranaje viene dado por una ecuación análoga
1
π * r2 * b * ρ 2
m2 ' = * m2 =
2
2* g
2
donde ρ2 es el peso por unidad de volumen del material del engranaje.
Sustituyendo en la de me da
1
2* g
1
1
=
*(
+
)
2
me π * b ρ1 * r1
ρ 2 * r2 2
1.2.3.2.5. Ecuaciones de proyecto para carga dinámica
El efecto de la carga dinámica, como su propio nombre indica, requiere movimiento
entre las ruedas dentadas. La condición de máxima exigencia de los engranajes del
diferencial se produce en el mismo instante de la arrancada, por lo que todo el
conjunto de la transmisión estará parado y la carga dinámica será nula.
317
Para poder calcular los esfuerzos en cualquier otra condición, se deberá proceder
como se detalla a continuación.
La constante elástica para un par de engranajes cambiará mientras pase un diente
por la zona de contacto, puesto que una, dos o algunas veces, más pares pueden
estar en contacto en tiempos diferentes. Durante la parte central del movimiento, un
solo par está en contacto, el cual debe soportar la totalidad de la carga. Sobre una
base conservadora, se utilizará en un principio, para obtener una ecuación de
proyecto, la constante elástica dada por 116700*b kg/cm y 81119*b kg/cm.
•
Piñón de acero - rueda dentada de acero. En este caso ρ1=ρ2=7,85 g*cm2 y
se toma la aceleración g debido a la gravedad como 9,81 m/seg2. Entonces
1
79,56 r1 + r2
=
*( 2
)
2
me
b
r1 * r2
2
2
Sustituyendo esta ecuación, junto con la de k= 116700b kg/cm y t=60/n1N1
en la ecuación de Fd, da
Fd =
•
0,0405 * e * n1 * N1 * b * r1 * r2
r1 + r2
2
2
Piñón de acero - rueda dentada de hierro colada. En este caso ρ1=0,00785
kg/cm3 y ρ2=0,00709 kg/cm3. Después de sustituir g, ρ1 y ρ2 da
1
2* g
=
me π * b * ρ 2
 r12 + ( ρ 2 / ρ1 ) * r2 2  88  r12 + 0,9r2 2 
=


* 
2
2
 b * r 2 *r 2 
r
*
r
1
2
2


 1

Esta ecuación, junto con k=81119b kg/cm y t=60/n1N1 da
318
Fd =
0,0321 * e * n1 * N1 * b * r1 * r2
r1 + 0,9 * r2
2
2
La capacidad de carga de un par de engranajes está basada en la resistencia a la
flexión o en la resistencia al desgaste, tomando la que sea menor. La fuerza
restante Ft que transmite la potencia deseada se halla deduciendo la carga
dinámica Fd. Resulta la siguiente ecuación:
Ft = Fb − Fd
Ft = Fw − Fd
La situación real en lo que respecta a la carga dinámica es mucho más compleja
que el tratamiento simple dado anteriormente. Las ecuaciones que se han dado
aquí para la carga dinámica deben aplicarse sólo a engranajes que funcionan con
velocidades y cargas moderadas. Las ecuaciones indican que la carga dinámica
aumenta linealmente con la velocidad. En los sistemas de alta velocidad, la
ecuación puede dar una carga dinámica demasiado grande para la resistencia de
los dientes cuando, de hecho, tales engranajes funcionan satisfactoriamente.
Cuando los dientes soportan cargas pesadas, las deformaciones tienen el efecto de
un error adicional que no tiene en cuenta la mencionada ecuación.
Volviendo al caso específico de la arrancada, y siendo las cargas dinámica y de
desgaste nulas, y por tanto Fb > Fw, la máxima fuerza tangencial asumible por cada
uno de los engranajes rectos de los satélites es:
Ft = Fb − 0 = 3034,2 N
319
1.2.3.3. ENGRANAJES HELICOIDALES
1.2.3.3.1. Cargas de los dientes
La figura 5 indica las fuerzas que actúan sobre el diente cuando se engranan dos
ruedas helicoidales. La fuerza Ft, es la carga transmitida o de potencia, encontrada
mediante la ecuación ya expuesta para el caso de engranaje recto.
En la figura 5 se indican los valores de las diversas componentes de las fuerzas
que actúan sobre el diente.
Figura 5. Fuerzas que
actúan sobre los dientes de un
engranaje helicodial
320
La fuerza Fn, es normal a la superficie del diente y su inclinación respecto al plano
tangente al cilindro primitivo es igual al ángulo normal de presión αn. La proyección
de Fn sobre el plano tangente forma un ángulo igual al de hélice β con el plano de
rotación. La proyección de Fn sobre el plano de rotación forma un ángulo α con la
fuerza Ft. La relación entre α y αn viene dada por
tgα n = tgα * cos β
1.2.3.3.2. Resistencia a flexión, carga dinámica y desgaste
Las ecuaciones que dan la resistencia del diente, la carga dinámica y el desgaste
son similares a las de los engranajes rectos. Sin embargo, deben hacerse
correcciones para tener en cuenta los efectos del ángulo de hélice β.
•
Resistencia a flexión. Para calcular la resistencia mecánica de los engranajes helicoidales se utiliza la misma ecuación que para los engranajes
rectos.
Fb = s * b * y * pn
Debe utilizarse el valor de y correspondiente al número de dientes formativo,
que es:
321
z' =
z
cos3 β
La concentración de esfuerzos puede reducir el valor de Fb hallado por esta
fórmula.
•
Carga dinámica. La carga dinámica para los engranajes helicoidales con ejes
paralelos puede estimarse mediante el empleo de las mismas ecuaciones
que para los engranajes rectos. En el caso de que ambos engranajes sean
de acero:
0,0405 * e * n1 * N1 * b * r1 * r2
Fd =
•
r1 + r2
2
2
Carga límite de desgaste. Para la carga límite de desgaste de los engranajes
exteriores sobre ejes paralelos puede tomarse el valor
Fw =
Q=
d1 * b * K
*Q
cos 2 β
2 * N2
N1 + N 2
y K puede tomarse de la tabla 2 para engranajes cilíndricos de dientes
rectos.
En los engranajes helicoidales de cada uno de los planetarios:
z '=
z
= 53,389
cos 3 β
322
En la tabla 1, para z’=53,389, αn=20º y diente normal, se obtiene que y=0,3339.
En la tabla 2, para acero cementado: s=3900 kg/cm2.
Por lo tanto, la carga de flexión admisible será:
Fb = s * b * y * pn = 18030 N
Por las razones anteriormente expuestas no se tendrán en cuenta los efectos de la
carga límite de desgaste. Entonces la fuerza tangencial máxima admitida por cada
uno de los dos engranajes helicoidales planetarios será:
Ft = Fb − 0 = 18030 N
En el caso de las ruedas helicoidales de los satélites se procederá de igual modo.
z' =
z
cos 3 β
= 18,826
En la tabla 1, para z’=18,826, αn=20º y diente normal, se obtiene que y=0,2531.
En la tabla 2, para acero cementado: s=3900 kg/cm2.
Por lo tanto, la carga de flexión admisible será:
Fb = s * b * y * pn = 18253 N
Por las razones anteriormente expuestas no se tendrán en cuenta los efectos de la
carga límite de desgaste. Entonces la fuerza tangencial máxima admitida por cada
uno de los dos engranajes helicoidales planetarios será:
323
Ft = Fb − 0 = 18253 N
1.2.3.4. RESULTADOS
1.2.3.4.1. Introducción
Una vez calculadas las cargas admisibles por cada uno de los engranajes
presentes en el diferencial diseñado, y habiendo calculado previamente los
esfuerzos máximos que éstos han de ser capaces de transmitir, es posible
comparar ambos tipos de datos y extraer conclusiones precisas acerca de lo
acertado del dimensionado de cada una de las ruedas.
No sólo se trata de no superar las máximas cargas admisibles, sino de poder
garantizar una cierta fiabilidad en el funcionamiento del diferencial. La fiabilidad en
la competición resulta vital y es el factor más determinante para alcanzar los
objetivos; la rotura o deterioro de una pieza durante la competición implicará un
rotundo fracaso. Será preferible incorporar al monoplaza componentes fiables, que
otros de óptimo rendimiento pero cuya resistencia sea dudosa.
324
Sin embargo, en toda competición lo ideal es alcanzar el equilibrio entre ambos
factores, rendimiento y fiabilidad, de forma que cada pieza esté sometida a las
máximas exigencias que admita para garantizar una vida útil media no muy superior
a la duración de la carrera. En el caso extremo, el diferencial de diseño idóneo sería
aquel que admitiera unas condiciones extremas durante el transcurso de ésta, y se
rompiera nada más cruzar la meta. Ello indicaría que se ha alcanzado el
compromiso perfecto entre ligereza y compacidad, y resistencia.
1.2.3.4.2. Engranajes rectos de los satélites
Del estudio de las cargas máximas a que están sometidos cada uno de los
engranajes, se obtuvo que los rectos de los satélites recibirían, en el momento de
máxima solicitación, una fuerza normal al diente de:
Fn,máxima = 5885,2 N
Pero se debe tener en cuenta que esta carga la recibe el conjunto de los dos
engranajes rectos presentes en cada satélite, por lo que la de cada uno de ellos
será la mitad.
La proyección de esta carga en dirección tangente al diente será:
Ft ,máxima =
Fn ,máxima
2
* cos α = 2765,2 N
325
Por otra parte, la máxima carga tangencial admisible por cada una de las ruedas
rectas, como se ha calculado en el apartado 1.2.3.2., es:
Ft ,admisible = 3034,2 N
Se puede apreciar que la fuerza admisible es mayor, y que por tanto la resistencia
sería adecuada.
Ahora se deben comparar ambas magnitudes y obtener el coeficiente de seguridad
alcanzado:
Cs =
Ft ,admisible
= 1,0973
Ft ,máxima
La cifra lograda en este caso es la menor del conjunto del diferencial, pero no
resulta baja en términos absolutos; los coeficientes de seguridad en competición
suelen ser de este orden.
La razón por la que el margen es más ajustado que en los otros dos casos es la
limitación que ha supuesto la caja al determinar el diámetro exterior de los
engranajes rectos, puesto que de haberlo aumentado ligeramente, se hubieran
producido roces entre ambas piezas.
326
1.2.3.4.3. Engranajes helicoidales de los planetarios
El procediendo a seguir para este análisis será muy similar al del caso de los
engranajes rectos.
En condiciones de máxima exigencia, se obtuvo que cada una de las dos ruedas
helicoidales de los planetarios recibiría una fuerza normal al diente de:
Fn,máxima = 15253 N
La proyección de esta carga en dirección tangente al diente será:
Ft , máxima = Fn, máxima * cos α n = 14332 N
La máxima carga tangencial admisible por cada una de las ruedas, como se calculó
en el apartado 1.2.3.3., es:
Ft ,admisible = 18030 N
Se puede apreciar que la fuerza admisible es mayor, y que por tanto la resistencia
sería adecuada también en este caso.
El coeficiente de seguridad alcanzado es:
Cs =
Ft ,admisible
Ft ,máxima
= 1,2580
En el caso del planetario se observa que la fiabilidad teórica lograda es bastante
superior, puesto que las limitaciones geométricas para su dimensionado no eran
327
tan estrictas como en el caso de las ruedas rectas, y muy bueno en términos
absolutos.
1.2.3.4.4. Engranajes helicoidales de los satélites
En condiciones de máxima exigencia, se obtuvo que cada una de las dos ruedas
helicoidales de los satélites recibiría una fuerza normal al diente de:
Fn , máxima = 15253 N
La proyección de esta carga en dirección tangente al diente será:
Ft , máxima = Fn, máxima * cos α n = 14332 N
La máxima carga tangencial admisible por cada una de las ruedas, como se calculó
en el apartado 1.2.3.3., es:
Ft , admisible = 18253 N
Se puede apreciar que la fuerza admisible es mayor, y que por tanto la resistencia
sería adecuada también en este último caso.
El coeficiente de seguridad alcanzado es:
328
Cs =
Ft , admisible
Ft , máxima
= 1,2736
El margen de fiabilidad conseguido en el helicoidal de los satélites es mayor que el
de los dos caso anteriores, y netamente alto. Pese a ser el engranaje más pequeño
de todos en cuanto a diámetro, su gran longitud de diente le permite distribuir sus
esfuerzos en mayor superficie, lo que le aporta una gran resistencia.
Fecha:
Firma:
329
1.3 ANEJOS
330
1.3 ANEJOS
ÍNDICE GENERAL
Anejo I: Diferencial trasero Torsen tipo I montado en un turismo
pág. 331
Anejo II: Dimensiones exteriores del diferencial que se nos
suministrará
pág. 332
Anejo III: Boceto de la sección longitudinal del diferencial
pág. 333
Anejo IV: Cálculo de ruedas cilíndricas de diente recto
pág. 334
Anejo V: Cálculo de ruedas cilíndricas de diente helicoidal
pág. 335
Anejo VI: Tabla de módulos normalizados
pág. 336
331
ANEJO I: Diferencial trasero Torsen tipo I montado en un
turismo
332
ANEJO II: Dimensiones exteriores del diferencial que se nos
suministrará
333
ANEJO III: Boceto de la sección longitudinal del diferencial
334
ANEJO IV: Cálculo de ruedas cilíndricas de diente recto
335
ANEJO V: Cálculo de ruedas cilíndricas de diente helicoidal
336
ANEJO VI: Tabla de módulos normalizados