UNIVERSIDAD VERACRUZANA FACULTAD DE INGENIERÍA MECÁNICA ELÉCTRICA CD. MENDOZA., VER. INGENIERO MECÁNICO ELECTRICISTA

UNIVERSIDAD VERACRUZANA FACULTAD DE INGENIERÍA MECÁNICA ELÉCTRICA CD. MENDOZA., VER. PARA ACREDITAR LA EXPERIENCIA RECEPCIONAL DE LA CARRERA INGENIERO MECÁNICO ELECTRICISTA TITULO DEL TEMA: PRINCIPIOS MECÁNICOS DEL TREN MOTRIZ DE UNA CAJA DE VELOCIDADES TIPO ESTÁNDAR MODALIDAD: MONOGRAFÍA NOMBRE DEL ALUMNO: JOSÉ CARLOS GONZÁLEZ ZAYAS CD. MENDOZA., VER 2012

ÍNDICE INTRODUCCIÓN... I Capítulo I Historia y antecedentes... 1 1.1 Historia y antecedentes... 2 1.1.1 Reseña histórica de los cambios de velocidades... 10 Capítulo II Principios físicos y mecánicos... 12 2.1 Principios físicos... 13 2.1.1 Conservación de la energía... 14 2.1.2 Masa... 16 2.1.3 Momento de inercia... 18 2.2 Principios mecánicos... 22 2.2.1 Embrague... 22 2.2.2 Transmisión... 23 2.2.2.1 Relación de transmisión... 26 2.2.3 Relaciones de transmisión de velocidades... 29 2.2.4 Relación de transmisión de una caja de velocidades tipo estándar... 34 Capítulo III Engranes y tren de engranes... 35 3.1 Engranes... 36 3.1.1 Nomenclatura... 37 3.1.2 Clasificación... 42 3.1.2.1 Engranes rectos... 44 3.1.2.2 Engranes helicoidales... 46 3.1.2.3 Engranes cónicos... 50 3.1.2.4 Tornillo sin fin y corona... 53

3.2 Tren de engranes... 55 3.2.1 Clasificación de los trenes de engranes... 56 3.2.1.1 Tren de engranes ordinarios... 57 3.2.1.2 Tren de engranes epicicloidales... 59 3.2.1.3 Tren reductor compacto... 60 Capítulo IV Partes componentes y elementos auxiliares... 61 4.1 Partes componentes... 62 4.1.1 Cajas de cambios manuales... 62 4.1.2 Cajas de cambios manual de tres ejes dispuesta longitudinalmente... 69 4.1.3 Cajas de cambios manual de dos ejes dispuesta transversalmente... 72 4.1.4 Despiece de una caja de cambios... 73 4.2 Elementos auxiliares... 76 4.2.1 El embrague... 76 4.2.1.1 Disco de embrague... 80 4.2.1.2 Conjunto de plato presor y tapa de embrague... 83 4.2.1.3 Cojinete de desembrague... 87 4.2.2 El mando de cambios... 88 4.2.2.1 Disposición y funcionamiento del mando de cambios... 88 4.2.3 Sincronizadores... 92 Capítulo V Funcionamiento de una caja de velocidades tipo estándar... 98 5.1 Funcionamiento... 99 5.1.1 Principios de funcionamiento... 99 5.1.2 Sincronización... 102 5.1.3 El cambio de velocidades... 105 5.1.4 Funcionamiento de una caja de velocidades... 110 5.1.5 Cajas de velocidades para motor y tracción delanteros... 117

Capítulo VI Mantenimiento y averías... 121 6.1 Mantenimiento... 122 6.1.1 Reparación del cambio de velocidades... 122 6.1.2 El cuidado de las cajas de cambios de engranes... 124 6.1.3 Aceites lubricantes empleados en las cajas de cambio... 125 6.2 Averías... 127 6.2.1 Desgaste de los engranes... 127 6.2.2 Tendencia a salirse las marchas... 129 6.2.3 Rotura de los dientes... 131 6.2.4 El embrague patina... 131 6.2.5 Pérdida del juego libre del embrague y su ajuste... 132 6.2.6 El embrague no desembraga completamente... 133 6.2.7 Ruidos en el embrague... 133 CONCLUSIONES... 134 GLOSARIO... 137 BIBLIOGRAFÍA... 142

INTRODUCCIÓN Cuando se arranca un automóvil, y se desea poner en movimiento, es necesario hacer funcionar la caja de velocidades para transmitir la fuerza del motor hacia las ruedas. El tren motriz ó caja de velocidades tipo estándar, es un mecanismo muy completo y que brinda la posibilidad de hacer mover un automóvil a distintas velocidades. Una transmisión manual ó estándar, es una caja que no puede alterar la velocidad por sí sola, sino que el conductor debe hacerlo. Por lo tanto, se diferencia de una caja automática, en que ésta si puede cambiar por sí sola. La caja de cambios es un mecanismo situado como elemento de transmisión entre el motor y las ruedas, (y más concretamente entre la transmisión y el embrague), cuya función es la de adecuar el par del motor a la resistencia que presenta el vehículo bajo ciertas condiciones de marcha, variando la relación entre el número de revoluciones del motor y el de las ruedas motrices del vehículo, e incluso invirtiendo el sentido de giro de las mismas cuando sea necesario. Se comporta por tanto, como un transformador de velocidad y un convertidor mecánico de par. Las características de una caja de velocidades es que contienen engranes, que no son más que ruedas con dientes a lo largo de toda su circunferencia, y que en su conjunto componen un tren de engranes, que tiene la capacidad de multiplicar el par entregado por el motor. Esta fuerza crea una potencia, que es la que se transmite hacia las ruedas.

Las diversas marchas aprovechan la potencia según su relación de transmisión, la cual está en función del número de dientes del engrane; y que está diseñada para romper el estado de reposo del vehículo, haciendo trabajar las ruedas en contra de la resistencia del terreno. Estas relaciones de transmisión nos dicen la capacidad de trabajo que puede realizar el automóvil y el mejor aprovechamiento del par entregado por el motor y el combustible que se consume. Para que se tenga una idea más clara de lo que son las transmisiones, cómo funcionan y cuál es la mejor opción, se presentaran algunos datos, para tener un mayor conocimiento del tema cuando se escuche la frase manual.

CAPITULO I HISTORIA Y ANTECEDENTES Página 1

1.1 HISTORIA Y ANTECEDENTES Todas las máquinas requieren de una fuerza motriz. En la antigüedad ésta venía de animales, seres humanos o los elementos, como el viento o corrientes de agua. Hoy en día uno de los problemas principales de la Ingeniería Mecánica es la transmisión de movimiento, entre un conjunto motor y máquinas conducidas. Desde épocas muy remotas se han utilizado cuerdas y elementos fabricados de madera para solucionar los problemas de transporte, impulsión, elevación y movimiento. Algunos de esos elementos, ya eran fabricados de aleaciones de algún metal, con el fin de mejorar sus prestaciones (fig. 1.1) Fig. 1.1 Molde chino para fabricar engranajes de bronce (siglos II a.c. a III d.c.) El mecanismo de engranajes más antiguo de cuyos restos disponemos es el mecanismo de Antikyithera. Se trata de una calculadora astronómica datada entre el 150 y el 100 a. C. y compuesta por al menos 30 engranajes de bronce con dientes triangulares. Presenta características tecnológicas avanzadas como por ejemplo trenes de engranajes epicicloidales que, hasta el descubrimiento de este mecanismo, se creían inventados en el siglo XIX. Por citas de Cicerón, se sabe que el de Página 2

Anticitera no fue un ejemplo aislado sino que existieron al menos otros dos mecanismos similares en esa época, construidos por Arquímedes y por Posidonio. Por otro lado, a Arquímedes se le suele considerar uno de los inventores de los engranajes porque diseñó un tornillo sin fin. Fig. 1.2 Mecanismo de Antikythera. En China también se han conservado ejemplos muy antiguos de máquinas con engranajes. Un ejemplo es el llamado "carro que apunta hacia el Sur" (120-250 d. C.), un ingenioso mecanismo que mantenía el brazo de una figura humana apuntando siempre hacia el Sur gracias al uso de engranajes diferenciales epicicloidales. Algo anterior, en torno a 50 d. C., son los engranajes helicoidales tallados en madera y hallados en una tumba real en la ciudad china de Shensi. No está claro cómo se transmitió la tecnología de los engranajes en los siglos siguientes. Es posible que el conocimiento de la época del mecanismo de Anticitera sobreviviese y contribuyese al florecimiento de la ciencia y la tecnología en el mundo islámico de los siglos IX al XIII. Página 3

Por ejemplo, un manuscrito andalusí del siglo XI menciona por vez primera el uso en relojes mecánicos tanto de engranajes epicíclicos como de engranajes segmentados. Los trabajos islámicos sobre astronomía y mecánica pueden haber sido la base que permitió que volvieran a fabricarse calculadoras astronómicas en la Edad Moderna. En los inicios del Renacimiento esta tecnología se utilizó en Europa para el desarrollo de sofisticados relojes, en la mayoría de los casos destinados a edificios públicos como catedrales. Fig. 1.3 Engranaje helicoidal de Leonardo El inventor de los engranajes en todas sus formas fue Leonardo da Vinci, quien a su muerte en la Francia de 1519, dejó para nosotros sus valiosos dibujos y esquemas de muchos de los mecanismos que hoy utilizamos diariamente (fig1.3). Página 4

Fig. 1.4 Transmisión de Da Vinci La forma más básica de un engrane es una pareja de ruedas, una de ellas provistas de barras cilíndricas y la otra formada por dos ruedas unidas por barras cilíndricas. En la figura 1.4 se aprecia un mecanismo para repeler ataques enemigos, consiste de aspas al nivel del techo movidas por un eje vertical, unido a un "engranaje", el movimiento lo producen soldados que giran una rueda a nivel del piso y provocando que los enemigos que han alcanzado el techo sean expulsados. En este mecanismo se muestra la transmisión entre dos ejes paralelos, uno de ellos es el eje motor y el otro el eje conducido. Leonardo se dedico mucho a la creación de máquinas de guerra para la defensa y el ataque, sus materiales fueron madera, hierro y cuerdas, que se elaboraban en forma rudimentaria, pero sus esquemas e invenciones trascienden el tiempo y nos enseñan las múltiples alternativas que nos brindan mecanismos básicos de palancas, engranes y poleas unidas entre sí en una máquina cuyo diseño geométrico es notable. Página 5

Fig. 1.5 Transmisión trasera de un carro En la figura 1.5 se puede apreciar la transmisión trasera para un carro, el eje vertical mueve el "engrane" que impulsa las ruedas hacia adelante o atrás. En este mecanismo los ejes están perpendiculares entre sí. Fig. 1.6 Sin fin y corona diseñado por Da Vinci Página 6

Se puede deducir que la posición entre los ejes es de gran importancia al diseñar la transmisión. Las situaciones son principalmente tres: ejes paralelos, ejes que se cortan y ejes que se cruzan. Un ejemplo de esta última situación se aprecia en la figura 1.6, en donde una manivela mueve un elemento que llamaremos tornillo sin fin el que a su vez mueve la rueda unida a él. En este caso, el mecanismo se utiliza como tecle para subir un balde. Los ejes se encuentran en una posición ortogonal, o sea, se cruzan a 90 grados. Los engranes propiamente tales son ruedas provistas de dientes que posibilitan que dos de ellas se conecten entre sí (fig. 1.7). Los primeros datos que existen sobre la transmisión de rotación con velocidad angular uniforme por medio de engranajes, corresponden al año 1674, cuando el famoso astrónomo danés Olaf Roemer (1644-1710) propuso la forma o perfil del diente en epicicloide. Robert Willis (1800-1875), considerado uno de los primeros ingenieros mecánicos, fue el que obtuvo la primera aplicación práctica de la epicicloide al emplearla en la construcción de una serie de engranajes intercambiables. De la misma manera, de los primeros matemáticos fue la idea del empleo de la evolvente de círculo en el perfil del diente, pero también se deben a Willis las realizaciones prácticas. A Willis se le debe la creación del odontógrafo, aparato que sirve para el trazado simplificado del perfil del diente de evolvente. Es muy posible que fuera el francés Phillipe de Lahire el primero en concebir el diente de perfil en evolvente en 1695, muy poco tiempo después de que Roemer concibiera el epicicloidal. Página 7

La primera aplicación práctica del diente en evolvente fue debida al suizo Leonhard Euler (1707). En 1856, Christian Schiele descubrió el sistema de fresado de engranajes rectos por medio de la fresa madre, pero el procedimiento no se llevaría a la práctica hasta 1887, a base de la patente Grant. Fig. 1.7 Transmisión antigua En 1874, el norteamericano William Gleason inventó la primera fresadora de engranajes cónicos y gracias a la acción de sus hijos, especialmente su hija Kate Gleason (1865-1933), convirtió a su empresa Gleason Works, radicada en Rochester (Nueva York, EEUU) en una de los fabricantes de máquinas herramientas más importantes del mundo. En 1897, el inventor alemán Robert Hermann Pfauter (1885-1914), inventó y patentó una máquina universal de dentar engranajes rectos y helicoidales por fresa madre. A raíz de este invento y otros muchos inventos y aplicaciones que realizó sobre el mecanizado de engranajes, fundó la empresa Pfauter Company que, con el paso del tiempo, se ha convertido en una multinacional fabricante de todo tipo de máquinas-herramientas. Página 8

En 1906, el ingeniero y empresario alemán Friedrich Wilhelm Lorenz (1842-1924) se especializó en crear maquinaria y equipos de mecanizado de engranajes y en 1906 fabricó una talladora de engranajes capaz de mecanizar los dientes de una rueda de 6 m de diámetro, módulo 100 y una longitud del dentado de 1,5 m. Fig. 1.8 Grúa accionada con engranajes A finales del siglo XIX, coincidiendo con la época dorada del desarrollo de los engranajes, el inventor y fundador de la empresa Fellows Gear Shaper Company, Edwin R. Fellows (1846-1945), inventó un método revolucionario para mecanizar tornillos sin fin glóbicos tales como los que se montaban en las cajas de dirección de los vehículos antes de que fuesen hidráulicas. En 1905, M. Chambon, de Lyon (Francia), fue el creador de la máquina para el dentado de engranajes cónicos por procedimiento de fresa madre. Aproximadamente por esas fechas André Citroën inventó los engranajes helicoidales dobles. Página 9

1.1.1 Reseña histórica de los cambios de velocidades Ya en 1887, Karl Benz fue el primero que intentó resolver el problema del cambio de la relación de velocidades para poder subir por cuestas pronunciadas. Benz diseñó un mecanismo llamado Kripto que se componía de un tren de engranajes epicicloidales que proporcionaba dos velocidades: una reductora y transmisión directa, además de la marcha atrás. Su aplicación en el campo automovilístico se debe a Gottlich Daimler y Wilhelm Maybach, quienes diseñaron el primer cambio de engranajes que en el período 1894-1896 fueron aplicados a los automóviles de la Panhard & Levassor, propulsados por motores Daimler. Los primeros cambios por engranajes eran de "piñones desplazables", y los que más se podían encontrar eran de dos tipos: de 3 y de 2 árboles. En el primer tipo de cambio de 3 árboles, el movimiento se transmitía mediante un primer engranaje constante, desde el árbol primario o de entrada (solidario al cigüeñal) hasta el árbol intermediario (al que se montaban fijas una serie de ruedas dentadas). Del intermediario se transmitía el movimiento a un tercer árbol, el secundario o de salida, unido al par cónico y al diferencial. El secundario estaba alineado con el primario y sus piñones se podían desplazar axialmente, girando solidarios con el árbol gracias a las estrías de éste. Mediante un mando, cada una de las ruedas se podía desplazar secuencialmente para engranar con el correspondiente del árbol intermediario. Página 10

La toma directa se obtenía al conectar solidariamente el primario y el secundario, por medio de los dientes frontales de cada una de las ruedas del árbol estriado, lo que permitía obtener grandes ventajas desde el punto de vista del rendimiento, al eliminar las pérdidas mecánicas debidas a la transmisión por engranajes. El segundo tipo de cambio estaba compuesto únicamente por dos árboles: primario y secundario; uno de ellos estriado y con los piñones desplazables axialmente, mientras que el otro tenía piñones ensamblados, por lo que la transmisión directa de velocidades era imposible de ser realizada. El cambio por piñones o engranajes desplazables, fue el más utilizado hasta los años treinta, y posteriormente fue abandonado debido a las desventajas que presentaba respecto al sistema de toma constante, como por ejemplo las sacudidas que aparecerían al engranar piñones que giraban a velocidades periféricas diferentes, con lo que se producían esfuerzos excesivos y rápido desgaste. Otro inconveniente del cambio con engranajes desplazables era la imposibilidad de la sincronización, ya que todos los piñones giran simultáneamente con los árboles. A lo largo de la década de los 1980, los modelos de automóviles pasaron a incorporar cajas manuales de cinco cambios, en la década de los 1990, sólo los automóviles de bajo costo o del segmento A tenían cajas de cuatro marchas. En la última década, los modelos de alta gama, en particular aquellos con motor diésel, pasaron a incorporar una sexta marcha, para poder circular en autopista con el motor a bajo régimen, y por lo tanto con consumos menores. Página 11

CAPITULO II PRINCIPIOS FISICOS Y MECANICOS Página 12

2.1 PRINCIPIOS FISICOS En este capítulo se presentarán los conceptos básicos para la selección de los componentes mecánicos que se encargan de la transmisión del movimiento entre el motor y la máquina. En las herramientas más sencillas la fuerza motriz se usa directamente para realizar el trabajo deseado. Pero en la gran mayoría de las máquinas la fuerza motriz se genera en un lugar y en una forma que no pueden emplearse directamente. En un taladro manual, por ejemplo, la fuerza motriz se genera en una manivela pero se emplea en una broca. La manivela estará colocada en forma tal que permita aprovechar la fuerza de la mano que la hace girar, y trabajará a la velocidad que ésta le imprima, mientras que la broca estará colocada en la forma que más convenga para barrenar y girará a una velocidad que permita que el trabajo se haga con mayor eficacia. Es necesario, por tanto, transformar el movimiento de la manivela para que sea útil para el barrenado. En este caso la transformación o transmisión del movimiento se logra mediante un simple tren de engranes. Para cubrir las necesidades de las diversas máquinas que existen, se ha desarrollado una variedad muy amplia de elementos de transmisión. Cuando hablamos de fuerza motriz quedamos ligados a dos principios fundamentales que rigen el movimiento. En primer lugar tenemos las Leyes del Movimiento de Newton, que se resumen en la ecuación: Fuerza igual a masa por aceleración (1) Página 13

Esta ecuación se usa cuando un cuerpo se desplaza con movimiento lineal. Para movimiento giratorio dicha ecuación se convierte en: (2) En la que: T = es el par = es el momento polar de inercia, y = es la aceleración angular. Estrictamente hablando, estas son ecuaciones vectoriales, pero cuando se trata de movimiento en línea recta o giro sobre un eje fijo, las ecuaciones se vuelven algebraicas, que es el caso de la mayoría de los cálculos relacionados a la selección de componentes mecánicos. 2.1.1 Conservación de la energía Tenemos también el principio de la conservación de la energía. Este nos dice que en un sistema cerrado la energía que entra al sistema es igual a la que sale del sistema más el incremento en energía dentro de éste. A la cantidad de energía que entra, sale o se acumula en un sistema por unidad de tiempo se le denomina potencia. En mayor o menor medida, los componentes mecánicos de transmisión toman una parte de la energía que entra y la convierten en calor. Cuando esto sucede, hay un incremento en la temperatura de operación hasta que se alcanza un equilibrio entre la energía que se está absorbiendo y el calor que se disipa en la atmósfera o mediante algún sistema de enfriamiento. Una vez alcanzado este equilibrio, la potencia mecánica a la entrada será igual a la potencia mecánica en la salida más Página 14

la energía que se disipa en forma de calor. Visto a la inversa, la potencia disponible a la salida de un componente de transmisión es igual a la potencia a la entrada menos las pérdidas por calor. La eficiencia nos dice cuánta energía se pierde, de manera que la potencia disponible a la salida de cada elemento será igual a la potencia a la entrada multiplicada por su eficiencia, esto es: (3) (la eficiencia, siempre será menor a 1.0). En movimiento lineal la potencia mecánica es igual a la fuerza requerida, multiplicada por la velocidad del movimiento, y en movimiento giratorio, es igual al par aplicado multiplicado por la velocidad angular. Nuestra ecuación, en el sistema ISO se convierte en: (4) En donde: T = par en newtons-metro (Nm) = velocidad angular en radianes por segundo (s -1 ) = eficiencia por unidad (menor a 1.0) P = potencia en watts (W) Subíndice s = condiciones a la salida Subíndice e = condiciones a la entrada Página 15

Comúnmente la velocidad de giro, N, está dada en revoluciones por minuto (rpm), y la potencia en kilowatts (kw). Las unidades más usadas en el sistema inglés son libras-pulgada (lb-in) para el par y caballos de fuerza, Hp, para la potencia. No todas las máquinas trabajan a velocidad y con carga constantes, es común que haya paros y arranques con cierta frecuencia o que la velocidad o el par de trabajo varíen. Durante el arranque, el motor y la transmisión tienen que acelerar la máquina desde un estado de reposo hasta la velocidad de operación; esto, probablemente implique un periodo durante el que el par transmitido sea más alto que durante la operación estable. El par transmitido también puede elevarse cuando hay variaciones en la velocidad o en la carga. La forma tradicional de tomar en cuenta estas variaciones es mediante la aplicación de factores de servicio, que se multiplican por el par de trabajo para establecer el par de selección (o par de diseño). 2.1.2 Masa El primer paso en la selección de un motor y sus elementos de transmisión, es determinar las fuerzas, pares de torsión y velocidades, tanto lineales como angulares, que requiere el trabajo a realizar. Cuando se trata de movimiento lineal las fuerzas requeridas generalmente caen en alguna de las siguientes categorías: Fuerzas requeridas para acelerar o frenar una masa: F= ma Fuerzas requeridas para contrarrestar la acción de la gravedad, peso: P= mg (5) Página 16

Fuerza de fricción igual al coeficiente de fricción [ ], por la fuerza de contacto [C]. F= C (6) Fig. 2.1 Fuerza de friccion NOTA: La fuerza de fricción actúa siempre en sentido contrario al movimiento y es igual al coeficiente de fricción [ ], multiplicado por la fuerza de contacto entre las superficies en deslizamiento [C]. En este caso la fuerza de fricción será F= mg (cos ) (7) [ ]. Para movimiento giratorio, en lugar de la masa, usamos el momento de inercia Par requerido para acelerar o frenar una masa que gira: (8) Par requerido para contrarrestar la acción de la gravedad: T=rP= r mg (9) Página 17

Fig. 2.2 Accion de la gravedad NOTA: El par requerido para contrarrestar la fuerza de gravedad es T= rmg 2.1.3 Momento de inercia En el sistema ISO el momento de inercia se expresa en [kg-m²]. En el sistema inglés la unidad básica es la libra fuerza [lb], por lo que el momento de inercia se expresa en [lb-seg²-in] o [lb-seg²-ft], pero por razones prácticas, en muchos catálogos se usa el peso y no la masa. Al momento de inercia basado en el peso se le llama WK², expresado en [lb-in²] o [lb-ft²]. El momento de inercia de un cuerpo puntual de masa m, que gira a una distancia fija r, alrededor de un eje es: Página 18

Fig. 2.3 Momento de inercia En la práctica se usa esta fórmula para cuerpos pequeños que giran a una distancia relativamente grande del eje, como piezas que están colocadas en el diámetro exterior de una mesa giratoria. Para un cilindro hueco con radio exterior "R" y radio interior "r" la fórmula es: Fig. 2.4 Momento de inercia para un cilindro hueco Página 19

Se denomina momento de inercia reflejado Jr, al impacto que un elemento tiene en una parte de la máquina que gira a velocidad diferente, pero con una relación fija i, entre ambas velocidades. Es decir, si un elemento que tiene momento de inercia J o gira a N 1 (rpm), el momento de inercia reflejado a un eje que gira a N 2 (rpm) será: (10) Fig. 2.5 Momento de inercia reflejado Página 20

El par de torsión "T", requerido para pasar de una velocidad inicial "N i " expresada en [rpm], a una velocidad final "N f " también en [rpm], en un tiempo "t", será: a) Para T expresado en [Nm] y Jr en [kg-m²], o bien T expresado en [lb-in] y Jr en [lb-seg²-in] o finalmente T expresado en [lb-ft] y Jr en [lb-seg²-ft]. (11) b) Para T expresado en [lb-in] y Jr en [lb-in²] (12) c) Para T expresado en [lb-ft] y Jr en [lb-ft²] (13) Donde, representa la suma de los momentos de inercia de todos los componentes giratorios de la máquina, reflejados al eje que pasará de N i a N f. Página 21

2.2 PRINCIPIOS MECANICOS 2.2.1 Embrague El embrague es un mecanismo que permite transmitir el torque del motor para poner un vehículo o una máquina en movimiento por medio de discos de fricción desde un miembro que es el impulsor (volante del motor) a un impulsado (transmisión). El torque requerido del embrague se calcula mediante la siguiente ecuación: T em = (R x M x N x Q) / 12 (14) Donde: T em = Torque del embrague [N.m] R = Radio medio del disco [m] M = Coeficiente de fricción: (0.25 para pasta orgánica; 0.32 para pasta cera metálica) N = Número de caras de fricción Q = Carga en el plato [kg] El valor calculado del torque del embrague debe ser como mínimo un 40 % más alto que el torque máximo del motor. Página 22

2.2.2 Transmisión La transmisión o caja de cambio de velocidades es la parte del tren motriz que aprovecha el torque y las revoluciones por minuto que desarrolla el motor para modificarlos mediante una serie de engranes y transmitirlos a las ruedas motrices, permitiendo al vehículo desarrollar una variedad de velocidades. La información respecto a las relaciones de la transmisión se obtiene de las fichas técnicas del fabricante del vehículo o de la transmisión. La transmisión y el diferencial proporcionan la relación de engranes necesarios para utilizar de manera efectiva la potencia del motor. Por lo que la selección cuidadosa de la relación de engranes hace posible alcanzar la operación del motor dentro de su rango de trabajo para maximizar el desempeño al menor costo. La máxima eficiencia del rango de trabajo para algunos motores es cuando la máxima potencia es producida por litro de combustible consumido. Algunos diseños de motores utilizan altas r.p.m. para desarrollar la potencia máxima y requieren una correcta relación de engranes para reducir las altas r.p.m. requeridas para las velocidades del camino. Con motores de bajas r.p.m., la relación de engranes de la transmisión debe mantener las r.p.m. del motor cerca del torque pico para la eficiente operación del vehículo. Página 23

Para la selección de la relación de engranes para el acoplamiento de la transmisión con el eje es conveniente considerar lo siguiente: Seleccionar la relación correcta de engranes a través de la experiencia del desempeño de las unidades bajo condiciones similares a las requeridas. Las relaciones de los engranes deberán ser numéricamente lo suficientemente rápidos para asegurar la velocidad deseada durante la operación en autopistas. La velocidad límite se deberá alcanzar cerca del 90% de la velocidad gobernada del motor. La relación de engranes deberá ser numéricamente baja para proporcionar un máximo desempeño con combinaciones de engranes menores, y una arrancabilidad bajo todas las condiciones de operación. La reducción total del engrane para cualquier combinación de engranes, es calculada a través de la multiplicación de las relaciones de los engranes correspondientes a los cambios deseados en cada componente. Donde: R et = R t x R a x R d (15) R et = Reducción total del engrane R t = Relación de la transmisión R a = Relación del eje auxiliar R d = Relación del diferencial Página 24

La reducción global del conjunto de engranes de la transmisión debe ser calculada para determinar la pendiente máxima de arrancabilidad del vehículo. R ge = R tp x R ta x R d (16) Donde: R ge = Reducción global del conjunto de engranes R tp = Relación de la transmisión principal R ta = Relación de la transmisión auxiliar R d = Relación del diferencial El paso ideal entre los engranes debe estar entre el 18 y 20% entre cada paso. La relación de paso representa el porcentaje de separación de los engranes entre los pasos del engrane y se calcula mediante la ecuación. %R p = [(R m / R me )-1] x 100 (17) Donde: %R p = Relación de paso [%] R m = valor de la relación mayor R me = valor de la relación menor Para lograr una flexibilidad ideal en la operación del vehículo, las relaciones que se seleccionen deben proporcionar una caída (disminución rápida) en las r.p.m. del motor entre la velocidad gobernada y las r.p.m. de la parte baja del cambio, Página 25

estas r.p.m. son las requeridas para alcanzar el cambio del siguiente engrane durante los cambios progresivos. El rango ideal de caída de las r.p.m. se presenta entre las 300 y 500 r.p.m., para un cambio adecuado. La caída excesiva de r.p.m. entre cambios, demora y complica los cambios provocando que el vehículo pierda momento (torque). Las r.p.m. del motor deberán ser mantenidas durante su operación. La característica principal de una transmisión, además de la relación de cada velocidad, es que permita el escalonamiento de las mismas cuando se realizan los cambios. A esto se le denomina diagrama de velocidades. Este diagrama indica la velocidad máxima alcanzable y el número de revoluciones por minuto en las cuales se logra dicho valor. 2.2.2.1 Relación de transmisión Un cambio de velocidades consiste básicamente en una combinación de varios trenes de engranajes de distinto valor de reducción, como se muestra en la figura, de tal manera que el movimiento que pueda ser transmitido desde el eje de entrada (1) al eje de salida (4), según las necesidades de marcha del vehículo. Fig. 2.6 Disposición de un tren de engranajes para transmisión de movimiento en el mismo eje de giro. Página 26

El eje por el que sale el movimiento del motor (1) recibe el nombre de eje conductor o eje primario, y el eje por el que sale el movimiento de la caja de velocidades (4), para ser transmitido al diferencial recibe el nombre de eje conducido o eje secundario. El eje en el que van montadas las ruedas auxiliares para la reducción de la velocidad de giro recibe el nombre de eje intermediario. Las distintas combinaciones que se pueden emplear para conducir el movimiento reciben el nombre de marchas o velocidades, que para distinguirlas se numera dándoles los nombres de primera, segunda, tercera, etc., comenzando la numeración por la reducción mayor, o lo que es lo mismo, la que proporciona velocidad menor en las ruedas. La velocidad para la cual el eje primario gira a la misma velocidad que el secundario, es denominada directa. La transmisión del par motor a las ruedas debe vencer la resistencia de estas en movimiento, y como la potencia debe ser igual a la potencia absorbida por las ruedas, se debe cumplir que: (18) Donde: W f = potencia final C m = par desarrollado por el motor n = numero de revoluciones del motor C r = par resistente de las ruedas n r = numero de revoluciones de las ruedas Página 27

Esto implica que si no existiera la caja de cambios el número de revoluciones del motor (n) se transmitiría directamente a las ruedas (n = n r ), por lo que el par desarrollado por el motor (Cm) sería igual al par resistente de las ruedas (C m = C r ). Esto en algunos casos podría ser contraproducente si se necesitara un par elevado en las ruedas para realizar un determinado tipo de desplazamiento, lo que se traduciría en la necesidad de contar con un motor de potencia totalmente exagerada. Por lo tanto, con el uso de la caja de cambios se mantienen, dentro de unos márgenes de funcionamiento óptimos, la potencia desarrollada por el motor en las diferentes condiciones de marcha, aumentando de este modo el par de salida a cambio de reducir el número de revoluciones en las ruedas. A la relación de desmultiplicación que se aplica en la caja de cambios para obtener el aumento de par necesario en las ruedas se la denomina relación de transmisión y viene expresada por: (19) La relación de velocidades de giro es función a su vez de los diámetros de los engranajes y del número de dientes de los mismos. Página 28

2.2.3 Relaciones de transmisión de velocidades La elección del número de velocidades que debe llevar una caja de cambios dependerá fundamentalmente de la elasticidad del motor, ya que un motor elástico requerirá un mayor número de marchas. Por ejemplo, un vehículo de competición, cuyo motor debe girar siempre al límite de su potencia máxima, llevará seis marchas, mientras que un turismo estándar de nuestros días requiere un cambio con cuatro marchas adelante y una marcha atrás, que a menudo se elevan a cinco en los vehículos de turismo de altas prestaciones En vehículos comerciales destinados al transporte de personas o mercancía que por sus características de uso requieren siempre un par motor elevado, recurre con frecuencia a la instalación de un reductor a la salida del cambio, en lugar de aumentar el número de marchas. Acoplando o desacoplando éste reductor se puede duplicar el número de marchas disponibles, con un diseño en su conjunto bastante sencillo. Un parámetro muy importante a tener en cuenta siempre en el diseño de las cajas de cambio, es el cálculo de las relaciones de transmisión necesarias. Dicha relaciones deben establecerse en función del par máximo, ya que es ahí donde se obtiene la mayor fuerza de impulsión en las ruedas. Para observar esto, se representará gráficamente la variación de revoluciones máximas del motor, que están relacionadas con la velocidad obtenida en las ruedas en función de metro y la reducción de velocidades efectuada en el par cónico del puente, respecto a la velocidad del vehículo, como podemos ver en la siguiente figura. Página 29

Fig. 2.7 Diagrama para el cálculo de velocidades en la caja de cambios. En la figura 2.7 se muestran con trazos más gruesos las zonas de máxima y mínima velocidad en cada desmultiplicación, delimitadas por las revoluciones máximas del motor, y las revoluciones en las que se obtiene un par máximo, con lo que el motor está trabajando dentro del régimen de máximo rendimiento en cada desmultiplicación. Según este principio, las desmultiplicaciones que se deben aplicar a la caja de cambios en cada marcha, según el diagrama, son: Página 30

El sistema convencional seguido hasta hace poco tiempo para definir las relaciones del cambio, consiste en determinar en un principio la primera y la última velocidad (4 a ). Para la 4 a marcha o directa se toma una relación i =i, de forma que el grupo de cambio seleccionado tenga en cuenta el desarrollo del neumático y la velocidad máxima de giro del motor, consiguiéndose que la máxima velocidad se aplique para la máxima velocidad del motor, medida en un terreno con una pequeña pendiente (2-3%). Por otro lado, para definir la 1 a se debe tener en cuenta la máxima pendiente que debe superar el vehículo. En la siguiente figura se muestra una gráfica con la intersección de las curvas de potencia motriz para cada marcha. Fig. 2.8 Máxima velocidad alcanzable en una pendiente con una relación de transmisión determinada. Página 31

Ambas marchas 1 a y 4 a se obtienen experimentalmente, al igual que las otras dos marchas (2 a y 3 a ) seleccionadas, de tal modo que no exista una caída brusca de régimen, dejando a criterio de la experiencia del fabricante la selección de la desmultiplicación a emplear, en función de las prestaciones requeridas en el vehículo. En la siguiente figura se muestra el aprovechamiento de la fuerza de un motor mediante un cambio de marchas escalonado en progresión geométrica (figura 2.9). Por ejemplo, si a 6000 r.p.m. se pasa a una marcha superior, el régimen del motor desciende hasta los 3900 r.p.m., siendo los límites de velocidad para cada una de las marchas de 45, 71, 109 y 170 km/h. Por otra parte, si observamos la figura 2.10, se muestra que un mejor escalonamiento de las relaciones de marchas, permite mejorar las prestaciones del vehículo, debido a que la resistencia en el avance mínimo, a bajas velocidades, es importante a altas, de ahí que sea interesante desplazar las 2 a y 3 a velocidades hacia la 4 a, para, entre otras cosas, mejorar los adelantamientos. Fig. 2.9 Aprovechamiento del motor en un cambio de marchas escalonado Página 32

Generalmente la 5 a marcha o superdirecta, está sobremultiplicada respecto al eje primario (n 1 /n 2 = 0,8) con lo que el vehículo puede circular largo tiempo a una cierta velocidad, sobre todo en autopistas, manteniendo el motor a regímenes de giro elevados (figura 2.10), con lo que también se puede obtener un ahorro y consumo de combustible. En éste último caso, la diferencia de velocidad entre la 4 a y la 5 a marchas será pequeña, e incluso en algunos casos negativa, debido a que el equilibrio entre la potencia resistente (opuesta al movimiento) y la potencia motriz, se consigue a velocidades que pueden ser inferiores a las de pendientes a potencia máxima. Por otro lado, la capacidad de aceleración en 5 a velocidad no será tan buena como en la 4 a. Fig. 2.10 Aprovechamiento de las relaciones de trasnmision para mejorar las prestaciones del vehículo Página 33

2.2.4 Relación de transmisión de una caja de velocidades tipo estándar La relación de transmisión para cada par de engranajes viene dado por la expresión: Que dependerá del número de dientes de cada uno de los piñones. En la siguiente figura (2.11), se muestra un ejemplo sencillo de este tipo de engranajes. Fig. 2.11 Esquema de una caja de cambios con engranajes desplazables Página 34

CAPITULO III ENGRANES Y TREN DE ENGRANES Página 35

3.1 ENGRANES Se denomina engranaje a una rueda o cilindro dentado, es un mecanismo empleado para transmitir un movimiento giratorio o alternativo desde una parte de un componente a otro, dentro de una máquina. Los engranajes están formados por dos ruedas dentadas, de las cuales la mayor se denomina corona' y la menor 'piñón'. Un engranaje sirve para transmitir movimiento circular mediante contacto de ruedas dentadas. Una de las aplicaciones más importantes de los engranajes es la transmisión del movimiento desde el eje de una fuente de energía, como puede ser un motor de combustión interna o un motor eléctrico, hasta otro eje situado a cierta distancia y que ha de realizar un trabajo. De manera que una de las ruedas está conectada por la fuente de energía y es conocido como engranaje motor y la otra está conectada al eje que debe recibir el movimiento del eje motor y que se denomina engranaje conducido. Un conjunto de dos o más engranajes que transmite el movimiento de un eje a otro se denomina tren de engranajes. Los engranajes se utilizan sobre todo para transmitir movimiento giratorio, pero usando engranajes apropiados y piezas dentadas planas pueden transformar movimiento alternativo en giratorio y viceversa. Página 36

3.1.1 Nomenclatura Paso circular.- es la distancia medida sobre la circunferencia de paso entre determinado punto de un diente y el correspondiente de uno inmediato, es decir la suma del grueso del diente y el ancho del espacio entre dos consecutivos. Circunferencia de paso.- es un círculo teórico en el que generalmente se basan todos los cálculos; su diámetro es el diámetro de paso. Circunferencia de holgura.- La holgura es la diferencia entre el adendo de un engrane y el dedendo del otro conectado Juego.- es el espacio entre dos dientes consecutivos y el grueso del diente del otro engrane. Diente de un engranaje.- son los que realizan el esfuerzo de empuje y transmiten la potencia desde los ejes motrices a los ejes conducidos. El perfil del diente, o sea la forma de sus flancos, está constituido por dos curvas evolventes de círculo, simétricas respecto al eje que pasa por el centro del mismo. Página 37

Módulo.- el módulo de un engranaje es una característica de magnitud que se define como la relación entre la medida del diámetro primitivo expresado en milímetros y el número de dientes. El valor del módulo se fija mediante cálculo de resistencia de materiales en virtud de la potencia a transmitir y en función de la relación de transmisión que se establezca. Dos engranajes que engranen tienen que tener el mismo módulo. Circunferencia primitiva.- es la circunferencia a lo largo de la cual engranan los dientes. Con relación a la circunferencia primitiva se determinan todas las características que definen los diferentes elementos de los dientes de los engranajes. Espesor del diente.- es el grosor del diente en la zona de contacto, o sea, del diámetro primitivo. Número de dientes.- es el número de dientes que tiene el engranaje. Se simboliza como (Z). Es fundamental para calcular la relación de transmisión. El número de dientes de un engranaje no debe estar por debajo de 18 dientes cuando el ángulo de presión es 20º ni por debajo de 12 dientes cuando el ángulo de presión es de 25º. Diámetro exterior.- es el diámetro de la circunferencia que limita la parte exterior del engranaje. Página 38

Diámetro interior.- es el diámetro de la circunferencia que limita el pie del diente. Pie del diente.- también se conoce con el nombre de dedendum. Es la parte del diente comprendida entre la circunferencia interior y la circunferencia primitiva. Cabeza del diente.- también se conoce con el nombre de adendum. Es la parte del diente comprendida entre el diámetro exterior y el diámetro primitivo. Flanco.- es la cara interior del diente, es su zona de rozamiento. Altura del diente.- es la suma de la altura de la cabeza (adendum) más la altura del pie (dedendum). Angulo de presión.- el que forma la línea de acción con la tangente a la circunferencia de paso (20º ó 25º son los ángulos normalizados). Largo del diente.- es la longitud que tiene el diente del engranaje Página 39

Distancia entre centro de dos engranajes.- es la distancia que hay entre los centros de las circunferencias de los engranajes. Relación de transmisión.- es la relación de giro que existe entre el piñón conductor y la rueda conducida. La R t puede ser reductora de velocidad o multiplicadora de velocidad. La relación de transmisión recomendada tanto en caso de reducción como de multiplicación depende de la velocidad que tenga la transmisión con los datos orientativos que se indican: Velocidad lenta: Velocidad normal: Velocidad elevada: Página 40

Fig. 3.1 Nomenclatura de un engrane Página 41

3.1.2 Clasificación Una clasificación de los engranajes se efectúa según la disposición de sus ejes de rotación y según los tipos de dentado. Según estos criterios existen los siguientes tipos de engranajes. Engranajes especiales Fig. 3.2 Engranes Cilíndricos de dientes rectos Cilíndricos de dientes helicoidales Doble helicoidales Ejes perpendiculares Helicoidales cruzados Cónicos de dientes rectos Cónicos de dientes helicoidales Cónicos hipoides De rueda y tornillo sin fin Página 42

Por aplicaciones especiales se pueden citar Planetarios Interiores De cremallera Por la forma de transmitir el movimiento se pueden citar Transmisión simple Transmisión con engranaje loco Transmisión compuesta. Tren de engranajes Transmisión mediante cadena o polea dentada Mecanismo piñón cadena Polea dentada Página 43

3.1.2.1 Engranes Rectos Fig. 3.3 Engranes rectos Son engranajes cilíndricos de dientes rectos y van colíndales con el propio eje de la rueda dentada. Se utilizan en transmisiones de ejes paralelos formando así lo que se conoce con el nombre de trenes de engranajes. Este hecho hace que sean unos de los más utilizados, pues no en vano se pueden encontrar en cualquier tipo de máquina: relojes, juguetes, máquinas herramientas, etc. En un engranaje sencillo, el eje impulsado gira en sentido opuesto al eje impulsor. Si se desea que ambos ejes giren en el mismo sentido se introduce una rueda dentada denominada 'rueda loca' entre el engranaje impulsor o motor y el impulsado. En cualquier sistema de engranajes, la velocidad del eje impulsado depende del número de dientes de cada engranaje o Rectos exteriores o simplemente rectos.-es el tipo de engranaje más simple y corriente, generalmente, para velocidades medias. Fig. 3.4 Engranes rectos Página 44

o Interiores.- Pueden ser con dentado recto, helicoidal o doble-helicoidal. Engranajes de gran aplicación en los llamados trenes epicicloidales o planetarios. Fig. 3.5 Engranaje recto-planetario o Cremallera.- Rueda cilíndrica de diámetro infinito con dentado recto o helicoidal. Generalmente de sección rectangular. Fig. 3. 6 Cremallera-Piñón Página 45

3.1.2.2 Engranes Helicoidales Fig. 3.7 Engranaje helicoidal Los engranajes cilíndricos de dentado helicoidal están caracterizados por su dentado oblicuo con relación al eje de rotación. Los dientes de estos engranajes no son paralelos al eje de la rueda dentada, sino que se enroscan en torno al eje en forma de hélice En estos engranajes el movimiento se transmite de modo igual que en los cilíndricos de dentado recto, pero con mayores ventajas. Estos engranajes son apropiados para grandes cargas porque los dientes engranan formando un ángulo agudo, en lugar de 90º como en un engranaje recto Los engranajes helicoidales tienen la ventaja que transmiten más potencia que los rectos, y también pueden transmitir más velocidad, son más silenciosos y más duraderos; además, pueden transmitir el movimiento de ejes que se corten. De sus inconvenientes se puede decir que se desgastan más que los rectos, son más caros de fabricar y necesitan generalmente más engrase que los rectos. Página 46

Lo más característico de un engranaje cilíndrico helicoidal es la hélice que forma, siendo considerada la hélice como el avance de una vuelta completa del diámetro primitivo del engranaje. De esta hélice deriva el ángulo β que forma el dentado con el eje axial. Este ángulo tiene que ser igual para las dos ruedas que engranan pero de orientación contraria, o sea: uno a derecha y el otro a izquierda. Su valor se establece de acuerdo con la velocidad que tenga la transmisión, los datos orientativos de este ángulo son los siguientes: Velocidad lenta: β = (5º - 10º) Velocidad normal: β = (15º - 25º) Velocidad elevada: β = 30º Las relaciones de transmisión que se aconsejan son más o menos parecidas a las de los engranajes rectos. Fig. 3.8 Juego de engranajes helicoidales Página 47

o Engranajes helicoidales dobles Fig. 3.9 Engranes helicoidales dobles Este tipo de engranajes fueron inventados por el fabricante de automóviles francés André Citroën, y el objetivo que consiguen es eliminar el empuje axial que tienen los engranajes helicoidales simples. Los dientes de los dos engranajes forman una especie de V. Los engranajes dobles son una combinación de hélice derecha e izquierda. El empuje axial que absorben los apoyos o cojinetes de los engranajes helicoidales es una desventaja de ellos y ésta se elimina por la reacción del empuje igual y opuesto de una rama simétrica de un engrane helicoidal doble. Un engrane de doble hélice sufre únicamente la mitad del error de deslizamiento que el de una sola hélice o del engranaje recto. Toda discusión relacionada a los engranes helicoidales sencillos (de ejes paralelos) es aplicable a los engranajes helicoidales dobles, exceptuando que el ángulo de la hélice es generalmente mayor para los helicoidales dobles, puesto que no hay empuje axial. Página 48

o Engranajes Helicoidales de ejes paralelos Fig. 3.10 Engranes helicoidales de ejes paralelos Se emplea para transmitir movimiento o fuerzas entre ejes paralelos, pueden ser considerados como compuesto por un número infinito de engranajes rectos de pequeño espesor escalonado, el resultado será que cada diente está inclinado a lo largo de la cara como una hélice cilíndrica o Engranajes Helicoidales de ejes cruzados Fig. 3.11 Engranes helicoidales de ejes cruzados Son la forma más simple de los engranajes cuyas flechas no se interceptan teniendo una acción conjugada (puede considerárseles como engranajes sinfín no envolventes), la acción consiste primordialmente en una acción de tornillo o de cuña, resultando un alto grado de deslizamiento en los flancos del diente. El contacto en un punto entre diente acoplado limita la capacidad de transmisión de carga para este tipo de engranes. Página 49

3.1.2.3 Engranes Cónicos Fig. 3.12 Engranes cónicos Los engranajes cónicos, así llamados por su forma, tienen dientes rectos y se emplean para transmitir movimiento giratorio entre ejes no paralelos Se utilizan para transmitir movimiento entre ejes perpendiculares, aunque también se fabrican formando ángulos diferentes a 90 grados. Se trata de ruedas dentadas en forma de troncos de cono, con dientes tallados en una de sus superficies laterales. Dichos dientes pueden ser rectos o curvos (hipoides), siendo estos últimos muy utilizados en sistemas de transmisión para automóviles. Se fabrican a partir de un trozo de cono, formando los dientes por fresado de su superficie exterior. Los dientes pueden ser rectos, helicoidales o curvos. Esta familia de engranajes soluciona la transmisión entre ejes que se cortan y que se cruzan. Los engranajes cónicos tienen sus dientes cortados sobre la superficie de un tronco de cono. Página 50

o Cónico-rectos.- Efectúan la transmisión de movimiento de ejes que se cortan en un mismo plano, generalmente en ángulo recto, por medio de superficies cónicas dentadas. Los dientes convergen en el punto de intersección de los ejes. Fig. 3.13 Engranes cónicos-rectos o Cónico-helicoidales.- Engranajes cónicos con dientes no rectos. Se utilizan para reducir la velocidad en un eje de 90. La diferencia con el cónico recto es que posee una mayor superficie de contacto. Es de un funcionamiento relativamente silencioso. Además pueden transmitir el movimiento de ejes que se corten. Fig. 3.14 Engranes cónicos-helicoidales Página 51

o Cónico-espirales.- En los cónico-espirales, la curva del diente en la ruedaplana, depende del procedimiento o máquina de dentar, aplicándole en los casos de velocidades elevadas para evitar el ruido que producirían los cónico-rectos. Fig. 3.15 Engrane cónico-espiral o Cónico-hipoides.- Un engranaje hipoide es un grupo de engranajes cónicos helicoidales formados por un piñón reductor de pocos dientes y una rueda de muchos dientes, que se instala principalmente en los vehículos industriales que tienen la tracción en los ejes traseros. Tiene la ventaja de ser muy adecuado para las carrocerías de tipo bajo, ganando así mucha estabilidad el vehículo. Por otra parte la disposición helicoidal del dentado permite un mayor contacto de los dientes del piñón con los de la corona, obteniéndose mayor robustez en la transmisión. Fig. 3.16 Engrane hipoide Página 52

3.1.2.4 Tornillo sin fin y corona Fig. 3.17 Tornillo sin fin Es un mecanismo diseñado para transmitir grandes esfuerzos, y como reductores de velocidad aumentando la potencia de transmisión. Generalmente trabajan en ejes que se cruzan a 90º. Tiene la desventaja de no ser reversible el sentido de giro, sobre todo en grandes relaciones de transmisión y de consumir en rozamiento una parte importante de la potencia. En las construcciones de mayor calidad la corona está fabricada de bronce y el tornillo sin fin, de acero templado con el fin de reducir el rozamiento. Si este mecanismo transmite grandes esfuerzos es necesario que esté muy bien lubricado para matizar los desgastes por fricción. El número de entradas de un tornillo sin fin suele ser de una a ocho. Fig. 3.18 Tornillo sin fin y corona Página 53

o Tornillo sin fin y corona glóbica Fig. 3.19 Tornillo sin fin y corona glóbica Con el fin de convertir el punto de contacto en una línea de contacto y así distribuir mejor la fuerza a transmitir, se suelen fabricar tornillos sin fin que engranan con una corona glóbica. Otra forma de distribuir la fuerza a transmitir es utilizar como corona una rueda helicoidal y hacer el tornillo sin fin glóbico, de esta manera se consigue aumentar el número de dientes que están en contacto. Finalmente también se produce otra forma de acoplamiento donde tanto el tornillo sin fin como la corona tienen forma glóbica consiguiendo mejor contacto entre las superficies. Página 54

3.2 TREN DE ENGRANES Un tren de engranajes es un mecanismo formado por varios pares de engranajes acoplados de tal forma que el elemento conducido de uno de ellos es el conductor del siguiente. Suele denominarse como la cadena cinemática formada por varias ruedas que ruedan sin deslizarse entre sí; o bien como cualquier sistema de ejes y ruedas dentadas que incluya más de dos ruedas o tandem de ejes y ruedas dentadas. En la figura 3.20 se muestra un ejemplo genérico de un sistema de engranaje o tren de engranajes. Generalmente se recurre a ellos porque no es posible establecer una determinada relación de transmisión entre dos ejes mediante un solo par de ruedas dentadas; o también porque se desea obtener un mecanismo con relación de transmisión variable, lo que tampoco es posible con un solo par de ruedas. Fig. 3.20 Ejemplo genérico de Tren de engranajes Página 55

3.2.1 Clasificación de los trenes de engranajes Los trenes de engranajes se pueden clasificar de la siguiente manera: - Trenes ordinarios: o Trenes ordinarios simples. o Trenes ordinarios compuestos - Trenes epicicloidales o Trenes epicicloidales simples o Trenes de engranajes diferenciales - Trenes mixtos: Corresponden a combinaciones de los otros dos tipos Existen algunas diferencias entre estos tipos de trenes de engranajes. La diferencia en los trenes epicicloidales reside en que poseen algún eje que tiene movimiento relativo respecto de los demás; mientras que en los trenes ordinarios el único movimiento que pueden tener los ejes es el de giro sobre sí mismos. Página 56

3.2.1.1 Trenes de engranajes ordinarios o Trenes de engranajes ordinarios simples El mecanismo consta de tres o más ruedas dentadas que engranan. La relación de transmisión viene dada por las características de las ruedas motriz y conducida, y no se ve afectada por la presencia de las ruedas intermedias (ruedas locas) En el tren de engranajes, todos los ejes de las ruedas que lo componen (tanto extremas como intermedias) apoyan sobre un mismo soporte fijo, según se puede ver en la figura. Fig. 3.21 Tren de engranajes ordinario simple Página 57

o Trenes de engranajes ordinarios compuestos El tren de engranajes compuesto está formado, como mínimo, por una rueda dentada doble. La rueda dentada doble consta de dos ruedas dentadas de distinto tamaño que están unidas y, por tanto, giran a la misma velocidad. La relación de transmisión global del tren se obtiene multiplicando las dos relaciones de transmisión simples. Fig. 3.22 Tren de engranajes ordinario compuesto. Forma elemental Página 58

3.2.1.2 Trenes de engranajes epicicloidales En la figura 3.24 se muestra un tren epicicloidal. Los trenes epicicloidales son aquellos trenes de engranajes en los cuales alguna rueda gira en torno a un eje que no es fijo, sino que gira en el espacio. Al brazo (3) que gira se le llama portasatélites. A la rueda (4) que gira alrededor de dicho eje se la denomina satélite. El sistema, de esta manera, tiene dos grados de libertad que se restringen a uno haciendo girar al satélite alrededor de una rueda fija o central (2). En el caso de los trenes epicicloidales, también cabe hablar de trenes recurrentes o no recurrentes, según que los ejes de entrada y salida sean o no coaxiales. Fig. 3.23 Tren de engranajes epicicloidales Fig. 3.24 Tren epicicloidal planetario. Página 59

3.2.1.3 Tren reductor compacto Este mecanismo se usa para proporcionar un reductor que ocupe poco espacio. Esto se consigue colocando ruedas dentadas dobles que giran libremente alrededor de sus ejes. Un mismo eje puede usarse para albergar varias de estas ruedas dentadas dobles, por lo que el espacio desperdiciado es mínimo. En el mecanismo de la figura 3.25, cada uno de los dos ejes intermedios alberga tres ruedas dentadas dobles. Se producen un total de 7 engranajes reductores con idéntica relación de transmisión (ya que todas las ruedas dentadas dobles son iguales). La velocidad de giro del árbol conducido resulta ser de sólo 3,9 rpm, en comparación con las 500 rpm a las que gira el motor. Fig. 3.25 Tren reductor compuesto Página 60

CAPITULO IV PARTES COMPONENTES Y ELEMENTOS AUXILIARES Página 61

4.1 PARTES COMPONENTES 4.1.1 Cajas de cambios manuales Existen dos tipos de cajas de cambios (de tres ejes y de dos ejes). En las figuras se pueden observar las dos, la primera caja de cambios es una caja manual de dos ejes con disposición transversal, de un vehículo con tracción delantera por lo que el grupo cónico-diferencial va acoplado en la salida de la propia caja de cambios. La segunda, es una caja manual de tres ejes con disposición longitudinal de un vehículo de propulsión trasera. La situación de la caja de cambios en el vehículo dependerá de la colocación del motor y del tipo de transmisión ya sea ésta delantera o trasera. Fig. 4.1 Caja de cambios transversal Página 62

Fig. 4.2 Caja de cambios longitudinal Estas dos disposiciones de la caja de cambios en el vehículo son las más utilizadas, aunque existe alguna más, como la de motor delantero longitudinal y tracción a las ruedas delanteras. En los vehículos, la caja de cambios o caja de velocidades (suele ser llamada sólo caja) es el elemento encargado de obtener en las ruedas el par motor suficiente para poner en movimiento el vehículo desde parado, y una vez en marcha obtener un par suficiente en ellas para poder vencer las resistencias al avance, fundamentalmente las resistencias aerodinámicas, de rodadura y de pendiente. El motor de combustión interna alternativo, al revés de lo que ocurre con la máquina de vapor o el motor eléctrico, necesita un régimen de giro suficiente (entre un 30% y un 40% de las rpm máximas) para proporcionar la capacidad de iniciar el movimiento del vehículo y mantenerlo luego. Aún así, hay que reducir las revoluciones del motor en una medida suficiente para tener el par suficiente; es decir si el par requerido en las ruedas es 10 veces el que proporciona el motor, Página 63

hay que reducir 10 veces el régimen. Esto se logra mediante las diferentes relaciones de desmultiplicación obtenidas en el cambio, más la del grupo de salida en el diferencial. El sistema de transmisión proporciona las diferentes relaciones de engranes o engranajes, de tal forma que la misma velocidad de giro del cigüeñal puede convertirse en distintas velocidades de giro en las ruedas. El resultado en la ruedas de tracción es la disminución de velocidad de giro con respecto al motor, y el aumento en la misma medida del par motor. El sistema de cambio de marchas manual ha evolucionado notablemente desde los primeros mecanismos de caja de cambios de marchas manuales sin dispositivos de sincronización hasta las actuales cajas de cambio sincronizadas de dos ejes. Independientemente de la disposición transversal o longitudinal y delantera o trasera, las actuales cajas de cambios manuales son principalmente de dos tipos: De tres ejes De dos ejes Fig. 4.3 Carter del embrague y caja de velocidades de un automóvil Página 64

Estos ejes constan de: Árbol primario. Recibe el movimiento a la misma velocidad de giro que el motor. Habitualmente lleva un único piñón conductor en las cajas longitudinales para tracción trasera o delantera. En las transversales lleva varios piñones conductores. Gira en el mismo sentido que el motor. Árbol intermedio o intermediario. Es el árbol opuesto o contraeje. Consta de un piñón corona-conducido que engrana con el árbol primario, y de varios piñones (habitualmente tallados en el mismo árbol) que pueden engranar con el árbol secundario en función de la marcha seleccionada. Gira en el sentido opuesto al motor. En las cajas transversales este eje no existe. Árbol secundario. Consta de varios engranajes conducidos que están montados sueltos en el árbol, pero que se pueden hacer solidarios con el mismo mediante un sistema de desplazables. Gira en el mismo sentido que el motor (cambios longitudinales), y en sentido inverso en las cajas transversales. En otros tipos de cambio, especialmente motocicletas y automóviles y camiones antiguos, los piñones se desplazan enteros sobre el eje. Página 65

La posición axial de cada rueda es controlada por unas horquillas accionadas desde la palanca de cambios y determina qué pareja de piñones engranan entre el secundario y el intermediario, o entre primario y secundario según sea cambio longitudinal o transversal. Cuando se utilizan sincronizadores, el acoplamiento tangencial puede liberarse en función de la posición axial de estos y las ruedas dentadas no tienen libertad de movimiento axial. En las cajas transversales, la reducción o desmultiplicación final del eje secundario/corona del diferencial invierte de nuevo el giro, con lo que la corona gira en el mismo sentido que el motor. Eje de marcha atrás. Lleva un piñón que se interpone entre los árboles intermediario y secundario (longitudinal) o primario y secundario (transversal) para invertir el sentido de giro habitual del árbol secundario. En el engranaje de marcha atrás, normalmente se utiliza un dentado recto, en lugar de un dentado helicoidal, más sencillo de fabricar. En ambos tipos de cajas manuales los piñones utilizados en los ejes son de dentado helicoidal, el cual presenta la ventaja de que la transmisión de par se realiza a través de dos dientes simultáneamente en lugar de uno como ocurre con el dentado recto tradicional, siendo además la longitud de engrane y la capacidad de carga mayor. Esta mayor suavidad en la transmisión de esfuerzo entre piñones se traduce en un menor ruido global de la caja de cambios. En la marcha atrás se pueden utilizar piñones de dentado recto ya que a pesar de soportar mejor la carga, su utilización es menor y además tienen un coste más reducido. Página 66

Fig. 4.4 Caja de cuatro velocidades Página 67

En la actualidad el engrane de las distintas marchas se realiza mediante dispositivos de sincronización o "sincronizadores", que igualan la velocidad periférica de los ejes con la velocidad interna de los piñones, de forma que se consiga un perfecto engrane de la marcha sin ruido y sin peligro de posibles roturas de dentado. Es decir, las ruedas o piñones están permanentemente engranadas entre sí de forma que una gira loca sobre uno de los ejes que es el que tiene que engranar y la otra es solidaria en su movimiento al otro eje. El sincronizador tiene, por tanto, la función de un embrague de fricción progresivo entre el eje y el piñón que gira libremente sobre él. Los sincronizadores suelen ir dispuestos en cualquiera de los ejes de forma que el volumen total ocupado por la caja de cambios sea el más reducido posible. Existen varios tipos de sincronizadores de los cuales destacan: sincronizadores con cono y esfera de sincronización, sincronizadores con cono y cerrojo de sincronismo, sincronizadores con anillo elástico, etc. El accionamiento de los sincronizadores se efectúa mediante un varillaje de cambio que actúa mediante horquillas sobre los sincronizadores desplazándolos axialmente a través del eje y embragando en cada momento la marcha correspondiente. Los dispositivos de accionamiento de las distintas marchas dependen del tipo de cambio y de la ubicación de la palanca de cambio. Página 68

4.1.2 Caja de cambios manual de tres ejes dispuesta longitudinalmente Este tipo de cajas es el más tradicional de los usados en los vehículos actuales, y tiene la ventaja principal de que al transmitir el par a través de tres ejes, los esfuerzos en los piñones son menores, por lo que el diseño de éstos puede realizarse en materiales de calidad media. En la figura 4.5 se muestra un corte de una caja de cambios manual de cuatro velocidades dispuesta longitudinalmente. El par motor se transmite desde el cigüeñal del motor hasta la caja de cambios a través del embrague (Q). A la salida del embrague va conectado el eje primario (A) girando ambos de forma solidaria. De forma coaxial al eje primario, y apoyándose en éste a través de rodamiento de agujas, gira el eje secundario (M) transmitiendo el par desmultiplicado hacia el grupo cónico diferencial. La transmisión y desmultiplicación del par se realiza entre ambos ejes a través del eje intermediario (D). Página 69

Fig. 4.5 Corte de una caja de cambios longitudinal El eje primario (A) del que forma parte el piñón de arrastre (B), que engrana en toma constante con el piñón (C) del árbol intermediario (D), en el que están labrados, además, los piñones (E, F y G), que por ello son solidarios del árbol intermediario (D). Con estos piñones engranan los piñones (H, I y J), montados locos sobre el árbol secundario (M), con interposición de cojinetes de agujas, de manera que giran libremente sobre el eje arrastrados por los respectivos pares del tren intermediario. El eje primario recibe movimiento del motor, con interposición del embrague (Q) y el secundario da movimiento a la transmisión, diferencial y, por tanto, a las ruedas. Página 70

Todos los ejes se apoyan en la carcasa del cambio por medio de cojinetes de bolas, haciéndolo la punta del eje secundario en el interior del piñón (B) del primario, 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 de toma constante (B y C), 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 (O y N), compuestos esencialmente por un conjunto montado en un estriado sobre el eje secundario, pudiéndose desplazar lateralmente un cierto recorrido. En este desplazamiento sobre el estriado el sincronizador se acopla con los piñones que giran locos sobre el árbol secundario. Página 71

4.1.3 Caja de cambios manual de dos ejes dispuesta transversalmente También conocidas como cajas simplificadas. Estas cajas de cambios se aplican a la mayoría de los vehículos modernos, los cuales están montados con tracción directa a las ruedas, es decir, con el motor y la tracción delantera. De este modo, la caja de cambios ataca directamente a la caja del diferencial de las ruedas, con lo que la simplicidad de este mecanismo permite conseguir un menor volumen y por tanto un gran ahorro de peso. En la siguiente figura 4.6, se puede ver un ejemplo de una caja de cambios simplificada. Esta caja está constituida por un tren de engranajes solidario al árbol primario (2) que se encuentra en toma constante con los piñones del árbol secundario (5), por lo que no es necesario el uso del árbol intermediario. El movimiento es transmitido del primario al secundario a través de los sincronizadores (10) y (11). Sobre el árbol secundario va montado el piñon de ataque (12) que engrana con la corona del diferencial (13) que proporciona el movimiento a las ruedas. Página 72

4.6 Caja de cambios transversal Otras de las ventajas de este tipo de cajas, además de su simplicidad, es que la relación de velocidades directa se puede adaptar a las revoluciones que se desee, al obtenerse por acoplamiento directo entre dos piñones. Suele fabricarse por tanto, con una 3 a marcha muy próxima a la directa y una 4 a con un número de revoluciones superior a las del árbol primario (motor), con lo que se obtiene una superdirecta. 4.1.4 Despiece de una caja de cambios En la figura 4.7 se muestra el despiece de una caja de cambios de engranajes helicoidales, con sincronizadores, similar a la descrita anteriormente. El eje primario 5 forma en uno de sus extremos el piñón de toma constante (de dientes helicoidales). Sobre el eje se monta el cojinete de bolas 4, en el que apoya sobre Página 73

la carcasa de la caja de cambios, mientras que la punta del eje se aloja en el casquillo de bronce 1, emplazado en el volante motor. En el interior del piñón del primario se apoya, a su vez, el eje secundario 19, con interposición del cojinete de agujas 6. Por su otro extremo acopla en la carcasa de la caja de cambios por medio del cojinete de bolas 28. Sobre este eje se montan estriados los cubos sincronizadores, y "locos" los piñones. Así, el cubo sincronizador 10, perteneciente a tercera y cuarta velocidades, va estriado sobre el eje secundario, sobre el que permanece en posición por los anclajes que suponen las arandelas de fijación 9, 13 y 14. En su alojamiento interno se disponen los anillos sincronizadores 7 (uno a cada lado), cuyo dentado engrana en el interior de la corona desplazable del cubo sincronizador 10. Estos anillos acoplan interiormente, a su vez, en las superficies cónicas de los piñones del primario por un lado y del secundario 11 por otro. Cuando la corona del cubo sincronizador 10 se desplaza lateralmente a uno u otro lado, se produce el engrane de su estriado interior, con el dentado de los anillos sincronizadores 7 y, posteriormente, con el piñón correspondiente en su dentado recto (si se desplaza a la izquierda, con el piñón del primario y a la derecha con el 11 del secundario). En esta acción, y 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 el secundario se montan locos los piñones 15 (de segunda velocidad) y 26 (de primera velocidad), con los correspondientes anillos sincronizadores 17 y cubo sincronizador. Cada uno de los piñones del secundario engrana en toma constante con su correspondiente par del tren intermediario 20, quedando acoplados como se ve en la figura. Página 74

En el tren intermediario se dispone un piñón de dentado recto, que juntamente con el de reenvío 23 y el formado en el cubo sincronizador de primera y segunda velocidades, constituyen el dispositivo de marcha atrás. Fig. 4.7 Despiece de una caja de cambios Página 75

4.2 ELEMENTOS AUXILIARES 4.2.1 El embrague El embrague es un sistema que permite tanto transmitir como interrumpir la transmisión de una energía mecánica a su acción final de manera voluntaria. En un automóvil, por ejemplo, permite al conductor controlar la transmisión del par motor desde el motor hacia las ruedas. En los embragues de disco para automóvil el plato conductor suele ser el mismo volante del motor, y el plato conducido es de plancha de acero recubierto de un material no metálico para aumentar el roce de las superficies y corrientemente recibe el nombre de disco del embrague. Para lograr que el disco del embrague se una fuertemente al volante por rozamiento de las caras de contacto se emplea la disposición que se muestra en la figura 4.8; rígidamente unida al volante (4) y girando con él hay una tapa (5), (a veces es solamente un plato), esta tapa sostiene un anillo presor (6) que gira con ella y con el volante; una serie de muelles helicoidales (7) obligan al anillo presor a separarse de la tapa, quedando así el disco del embrague (8) aprisionado entre el volante y el anillo presor (también llamado plato presor) y es arrastrado por éstos gracias al rozamiento de los forros (9); a su vez el disco a través del cubo (10) obliga a girar al eje (2) que mueve los engranajes del cambio de velocidades. El esquema de la figura 4.8, muestra las piezas en la posición normal de trabajo del embrague, esto es, en posición de transmitir el movimiento; en tal circunstancia se dice que el automóvil está embragado. Para lograr que el movimiento no se transmita es necesario separar del disco del embrague el anillo de presión, comprimiendo los muelles; a esta operación se la llama desembragar, y del embrague que está en posición de no transmitir el movimiento se dice que está desembragado. Página 76

Así normalmente en el automóvil el embrague está embragado y para desembragar se utiliza un mandó de pedal dispuesto en la forma que vamos a ver seguidamente. Fig. 4.8 Disposición del embrague: 1. Eje cigüeñal 3. Cojinete de fricción En la tapa del embrague, figura 4.9, hay dispuestas radialmente unas palancas (1) generalmente en número de tres ó seis, que tienen su punto de apoyo en la tapa (2); el extremo del brazo más corto de las palancas está unido en forma articulada a unos salientes del plato de presión (3) y el extremo del brazo más largo a un anillo central (4); situado paralelamente a este anillo hay un cojinete de empuje (5) montado en un soporte en forma de anillo llamado cubo de desembrague, que puede deslizarse a lo largo del eje del embrague. Cuando el cojinete de empuje se encuentra separado del anillo (4), como en la figura 4.9 el embrague está embragado. Fig. 4.9 Mecanismo para desembragar: posición embragado Página 77

Para desembragar, el cojinete es empujado contra el anillo de las palancas, como se muestra en la figura 4.10; las palancas obligan entonces al anillo de presión del embrague a separarse del plato de embrague. El movimiento del cubo de desembrague es mandado por medio de un juego de palancas desde el pedal del embrague, que como vemos, sirve en realidad para desembragar y no para embragar; en la figura 4.11, se muestra el cubo de desembrague montado y la palanca u horquilla de desembrague (4), y en la figura 4.12, las piezas de este conjunto separadas. Fig. 4.10 Mecanismo para desembragar: posición desembragado Fig. 4.11 Forma práctica del mecanismo de mando del desembrague: 1. Cojinete de desembrague. 2. Soporte del cojinete. 3. Muelle de retención de la horquilla. 4. Horquilla de desembrague. 5. Muelle de retención y retorno del soporte del cojinete Página 78

Figura 4.12. Despiece del mecanismo de la figura 4.10: 1. Cojinete de desembrague. 2. Soporte. 3. Muelle de retención y retorno. 4. Horquilla. En la figura 4.13, se muestra despiezado otro sistema de cubo y horquilla de desembrague, la palanca del extremo del eje de la horquilla (7) es la que recibe el movimiento del pedal, al cual está enlazada como se muestra en la figura 4.14. Fig. 4.13 Despiece del mando de desembrague: 1. Cojinete de desembrague. 2. Soporte del cojinete. 3. Horquilla de desembrague. 4. Eje de la horquilla. 5. Muelle de retención y retorno de la horquilla. 6. Clavija de fijación de la horquilla a su eje. 7. Palanca de accionamiento de la horquilla. Página 79

Fig. 4.14 Sistema de mando del embrague: 1. Eje de la horquilla. 2. Palanca de accionamiento de la horquilla. 3. Cable de mando. 4. Funda del cable. 5. Tensor de unión al pedal. 6. Eje del pedal. 7. Pedal de mando del embrague 8. Contratuercas para el reglaje del juego libre. 4.2.1.1 Disco de embrague El disco o plato conducido de los embragues de fricción presenta formas parecidas a la de la figura 4.15. Fig. 4.15 Plato del embrague 1. Disco de acero 2. Muelles Amortiguadores 3. Remaches 4. Forros Página 80

El disco de acero del plato no está rígidamente unido al cubo, sino que comunica la fuerza a éste por medio de unos muelles helicoidales, cuya colocación puede verse en la figura 4.16. Fig. 4.16. Plato de embrague: 1. Disco de acero 2. Muelle 3. Disco de cubo 4. Disco de retén de los muelles 5. Remaches de unión de los discos El disco de plancha de acero del embrague está recubierto por ambas caras con una plancha de un material que ofrece gran resistencia al deslizamiento. Estos materiales están hechos generalmente a base de amianto o lona, aglomerados con una resina y a veces armados con una tela metálica de latón para darles mayor resistencia. Para dar elasticidad al disco de embrague a fin de que sea progresiva la operación de embragado se disponen sobre el disco de acero y debajo de las guarniciones unas laminillas dobladas que hacen muelle como las que se muestran en la figura 4.17, o bien el mismo disco de acero se corta radialmente y se dobla adecuadamente para que sirva de muelle como se muestra en la figura 4.18. Fig. 4.17. Disposición del disco del embrague: 1. Forros 2. Muelles laminares 3. Disco soporte Página 81

Las guarniciones se fijan en el disco por medio de remaches de cobre o latón, estos remaches están fijados de tal forma que no sobresalgan de la superficie de rozamiento, como se muestra en las figuras 4.17 y 4.18. Los embragues que utilizan el tipo de disco descrito se denominan embragues en seco, debido a que no se lubrifican las caras de fricción. Fig. 4.18. Otra disposición del disco del embrague: 1. Forros 2. Disco soporte cortado radialmente y doblado para servir de muelle En algunos embragues el disco conducido tiene la forma representada en la figura 4.19. Este disco lleva una gran cantidad de pequeños barrenos, en los cuales se fijan unos pequeños discos de corcho de mayor grueso que la plancha del plato, de forma que sobresalen por ambos lados, formando así la superficie de roce. En este tipo de embragues el disco funciona continuamente sumergido en aceite para aumentar la suavidad de la operación de embragado y evitar la destrucción, de los discos de corcho; a tal tipo de embragues se les denomina embragues húmedos o embragues en baño de aceite. Fig. 4.19. Embrague del tipo húmedo: en 1 se indican los pequeños discos de corcho que forman la superficie de fricción Página 82

4.2.1.2 Conjunto de plato presor y tapa de embrague La disposición de este conjunto varía mucho en sus detalles de un tipo a otro, siendo su funcionamiento en líneas generales igual para todos ellos y semejante al que se ha descrito. En algunos casos las palancas van colocadas en el interior de la tapa del embrague (Fig. 4.20) y en otros en el exterior de dicha tapa (Fig. 4.21). El punto de apoyo de estas palancas puede estar constituido por un perno como los de la figura 4.20, o por un simple saliente de la tapa como en las de la figura 4.21. Fig. 4.20 Despiece de un embrague: 1. Tapa del embrague. 2. Plato presor. 3. Muelles. 4. Pernos de apoyo de las palancas. 5. Palancas o dedos de desembrague. 6. Enlace de las palancas con el plato de presión. 7. Cubo del disco de embrague. 8. Disco. 9. Volante. 10. Corona de arranque. Página 83

Fig. 4.21 Despiece de un conjunto de embrague: 1. Plato de presión. 2. Muelles. 3. Tornillo de unión del plato de presión a palancas. 4. Palanca de desembrague. 5. Tapa de embrague. 6. Muelle de fijación del anillo de empuje. 7. Anillo de empuje. 8. Conjunto de disco de embrague. La articulación o unión de las palancas con el plato presor varía también, en unos casos está formada por un cojinete y un eje como en la figura 4.22, en otros por medio de una cuchilla, un detalle de la cual se muestra en la figura 4.23. Cuando las palancas son exteriores, la transmisión del esfuerzo se realiza por medio de unos pernos como pudo observarse en la figura 4.21. Fig. 4.22 Detalle de la unión del plato presor a las palancas de desembrague: 1. Apoyo de la palanca. 2. Palanca. 3. Cojinete de unión Página 84

Fig. 4.23 Otro sistema de articulación: 1. Perno de apoyo 2. Cuchilla de la articulación 3. Palanca Los muelles espirales que proporcionan la fuerza al plato presor deben estar repartidos uniformemente a todo alrededor de éste y proporcionar a todos ellos una presión uniforme. La fuerza total que deben efectuar estos resortes es considerable, del orden de unos 250 kg, para que el embrague no tenga deslizamiento; esto hace que la fuerza que debe aplicarse en el pedal de desembrague sea bastante grande. Para disminuir ésta se ha recurrido a distintos dispositivos, uno de ellos es disponer de un contrapeso en las palancas de desembrague, como se muestra en la figura 4.22. Este contrapeso hace que cuando el embrague gira rápidamente, la palanca ayude al muelle en su labor de ejercer fuerza contra el plato de presión, con lo cual la fuerza de los muelles puede ser menor, sin perder por eso presión en el plato; este sistema se conoce con el nombre de embrague semicentrífugo. Otro sistema también empleado para hacer más fácil la maniobra, utilizado en algunos automóviles, es el accionamiento hidráulico mediante un servomando. En los denominados embragues de diafragma en lugar de utilizar muelles helicoidales para presionar el plato de presión se emplea un muelle de laminar circular, ranurado radialmente, que al desembragar arrastra el plato de presión separándolo del disco de embrague. Página 85

En la figura 4.24 se muestra el despiece de un embrague de este tipo, y en la figura 4.25 puede verse el principio de su funcionamiento. Fig. 4.24 Despiece de un embrague de diafragma: 1. Volante motor 2. Disco de embrague 3. Plato presor 4. Conjunto tapa y muelles 5. Muelle de enlace del plato presor 6. Muelle de disco o diafragma Fig. 4.25 Esquema de funcionamiento de un embrague de diafragma (A) embragado, (B) desembragado: 1. Diafragma 2. Tapa de desembrague 3. Plato de presión 4 y 5. Anillos fulcro 6. Fulcro del plato de presión 7. Cojinete de desembrague Página 86

4.2.1.3 Cojinete de desembrague Corrientemente está formado por un cojinete de tope de bolas montado sobre el cubo de desembrague, como puede apreciarse en la figura 4.10. Esto hace que el aro que está en contacto con las partes móviles del embrague pueda girar junto con éstas cuando se desembraga, mientras el cubo de desembrague permanece fijo. En las figuras 4.26 y 4.27 se pueden ver dos tipos diferentes de cojinetes de desembrague. Fig. 4.26 Cojinete de desembrague SACHS. Fig. 4.27 Otro tipo de cojinete de desembrague SACHS, cortado para mostrar su disposición interna. Página 87

4.2.2 El mando de cambio 4.2.2.1 Disposición y funcionamiento del mando de cambios Los mecanismos o dispositivos que sirven para hacer deslizarse las ruedas baladoras sobre el eje secundario, constituyen en su conjunto el mando del cambio de velocidades. Fig. 4.28 Mecanismo de mando de cambio En la figura 4.29 se muestra de forma esquemática el tipo más simple de este mando; sobre la garganta 1 de la rueda baladora se halla dispuesta una horquilla 2 que puede deslizarse a lo largo de un eje fijo 3, paralelo al eje secundario. Este movimiento se logra gracias a la acción del extremo de una palanca 4, articulada en la rótula 5, que se engancha en el hueco formado por dos salientes o tetones del cubo de la horquilla, en muchos casos los que se mueven deslizándose en sus alojamientos son los ejes, manteniéndose las horquillas fijas en ellos y siguiéndolos, por lo tanto, en su movimiento. En un cambio de velocidad con este dispositivo de mando debe haber tantas horquillas y ejes como ruedas baladoras. Página 88

Fig. 4.29 Disposición del mando de los baladores Para que las ruedas baladoras se mantengan en una posición determinada, cuando han sido llevadas a ella, se debe disponer de un mecanismo de retención de la horquilla o del eje de la horquilla, según sea aquélla o éste el que se mueva, estos dispositivos están formados generalmente como se muestra esquemáticamente en la figura 4.30, una bola o dedo empujado por un muelle se aloja en un rebaje o ranura practicado en el eje de la horquilla, inmovilizando la posición del mismo hasta que por un esfuerzo mayor se obliga a salir a la bola de su alojamiento. Fig. 4.30 Dispositivo de fijación de las marchas. Arriba: Marcha puesta. Abajo: cambiando. 1. Raíl. 2. Bola. 3. Muelle. Página 89

Las posibles posiciones de la palanca de mando del cambio de velocidades quedan limitadas colocando una placa ranurada denominada parrilla o placa guía que obliga a la palanca a hacer unos determinados recorridos que es imposible engranar una de las ruedas baladoras sin antes haber desengranado la otra. En la figura 4.31 se muestra la disposición de esta placa en relación con el dedo de mando y las horquillas. Muchos automóviles modernos, por la situación del cambio con respecto al puesto del conductor o para mayor comodidad de éste, llevan la palanca de mando del cambio a distancia de éste, siendo entonces necesario un sistema de transmisión de los movimientos de la palanca al dedo de mando de las horquillas. Este sistema presenta diversas disposiciones, según el modelo de automóvil; dos de ellas se muestran en las figuras 4.32 y 4.33. Fig. 4.31 Disposición de las horquillas de mando de un cambio de velocidades de cuatro marchas y marcha atrás: 1. Parrilla de bloqueo. 2. Dedo de mando de las horquillas. 3. Horquilla de marcha atrás. 4. Horquilla de 1 y 2 marcha. 5. Horquilla de 3 y 4 (directa) marchas. En el gráfico de la parte superior derecha se muestra el esquema de movimientos de la palanca de mando: R. marcha atrás Página 90

Fig. 4.32 Disposición del mando de un cambio con la palanca montada sobre el volante de dirección. Fig. 4.33 Disposición de los mandos de un automóvil Página 91

4.2.3 Sincronizadores En los cambios de velocidades con los engranajes dispuestos como hemos visto hasta ahora, los baladores, ya sean ruedas o manguitos, presentan una cierta dificultad a engranarse (corrientemente se dice que las marchas presentan dificultad a entrar), esta dificultad es, principalmente debida a la diferencia de velocidades que existe entre los dentados que han de engranarse. Para facilitar la entrada o engrane de las marchas se recurre a redondear los laterales de los dientes, como se muestra en la figura 4.34, pero esto no es una solución definitiva. Para resolver el problema, se han ideado los mecanismos denominados sincronizadores. Fig. 4.34 Redondeado de las entradas de los dientes (1). El sincronizador es en esencia un dispositivo que hace que dos ruedas que hayan de engranar igualen sus velocidades de giro antes de que el engrane se produzca, y se emplea para el engrane de velocidades en toma constante. Página 92

En la figura 4.35 se muestra un sincronizador, como se puede ver en ella, está formado por dos piezas: la interior (1), que contiene el cubo estriado que se monta sobre el eje secundario; tiene la llanta formando un cono interior o cono hembra, y está dentada exteriormente; la pieza exterior (2) está formada por un anillo dentado interiormente, cuyo dentado se acopla al dentado exterior de la pieza 1 o núcleo. Cuando está en punto muerto el sincronizador, el anillo se mantiene en posición sobre el núcleo gracias a una serie de bolas que se introducen en unos rebajes practicados en el mismo, obligadas a ello por la fuerza de unos muelles dispuestos en el cubo. Fig. 4.35 Balador con sincronización: 1. Rueda interior del balador. 2. Anillo de acoplamiento dentado interiormente. 3. Cono de sincronización en la rueda. 4 y 7. Dentados de acoplamiento en las ruedas. 5. Dentado de la rueda en toma constante. 6. Bola de retención del anillo de acoplamiento. En el momento de engranar o meter la marcha, la horquilla empuja al balador hacia la rueda loca, el cono macho de ésta entra en contacto con el cono hembra del balador (fig. 4.36), y es arrastrado por fricción hasta igualar sus velocidades rápidamente, en cuyo momento la horquilla, que sigue empujando el anillo, vence la resistencia de las bolas de enclavamiento y el anillo dentado se desliza hasta engranar con los dientes de la rueda loca, tal como se muestra en la figura 4.37. Página 93

Fig. 4.36 Balador sincronizador en el momento de iniciar el engrane Fig. 4.37 Sincronizador totalmente engranado. Este tipo de sincronizador aún producía ruidos al cambiar las marchas en determinadas circunstancias, por ejemplo, cuando la palanca se movía bruscamente; por lo cual se emplean otros tipos de sincronizadores parecidos a éste, pero en los cuales se han eliminado estos inconvenientes. Uno de éstos es el que se muestra en la figura 4.38, cuyo despiece podemos ver en la figura 4.39 y su funcionamiento en la figura 4.40. Página 94

Fig. 4.38 Conjunto del balador sincronizador moderno. La rueda 6 es de toma constante. Fig. 4.39 Despiece del balador de la figura 3.38 En este tipo de sincronizador el cubo dentado 1 no se desplaza sobre el eje secundario y los conos hembras 5 son dos anillos independientes de bronce forjado y con un dentado en el borde igual al dentado de acoplamiento de la rueda loca, los conos son obligados a girar junto con el cubo por medio de tres chavetas (3) alojadas en tres entallas practicadas equidistantemente en el cubo, estas chavetas son obligadas a mantenerse en contacto con el aro balador 4 por dos anillos de muelle 2 y unos salientes de las chavetas se acoplan en unos huecos practicados en su parte interior del anillo balador. Página 95