Manual de Carroceria Scania

7/18/2019 Manual de Carroceria Scania

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© Scania CV AB 2004, Sweden

4 d1ª edición

1 714 137

Cálculos y teorías

Manual de carrocería



1 INTRODUCCIÓN

2 INFORMACIÓN DE CHASIS

3 INSTRUCCIONES GENERALES

4 CÁLCULOS Y TEORÍAS

5 TRACTORAS

6 CAMIONES

7 MODIFICACIONES

8 COMPONENTES

9 BASTIDOR

10 TOMA DE FUERZA

11 SISTEMAS ELÉCTRICOS YELECTRÓNICOS

12 PINTURA

© Scania CV AB 2004, Sweden



4 d © Scania CV AB 2004, Sweden 5

Índice

Definiciones .................................................................................7Carrocería no resistente a la torsión .......................7

Carrocería resistente a la torsión ............................7

Teoría .................................................................................8

Uniones atornilladas ...............................................8

Fuerzas y movimientos en el bastidor del chasis

y la carrocería....................................................... 11

Bastidor auxiliar combinado ................................16

Vibraciones ..........................................................18

Cálculo ...............................................................................30

Cálculos de la carga sobre el eje ..........................30

Estabilidad en posición inclinada (volquetes,grúas, ADR) .........................................................41

Resistencia ...........................................................48

Índice



Definiciones


Definiciones

Carrocería no resistente a la torsión

Este tipo de carrocería tiene poca resistencia al

retorcimiento.

Una carrocería no resistente a la torsión asegura una buena

elasticidad entre el chasis y la carrocería al conducir en

calzadas irregulares, donde el chasis es sometido a grandes

movimientos torsionales.

Entre los tipos de carrocerías que se conocen como no

resistentes a la torsión están los de plataforma permanente,

volquete, plataforma intercambiable y quinta rueda.

Carrocería resistente a la torsión

Este tipo de carrocería tiene una resistencia considerable al

retorcimiento.Entre los tipos de carrocerías resistentes a la torsión se

encuentran las cisternas y las cajas autoportantes.

Una carrocería de este tipo somete a grandes demandas la

fijación al bastidor del chasis. La fijación debe estar

diseñada de manera que no impida los movimientos

torsionales del bastidor del chasis al conducir en

superficies accidentadas.

Si la fijación es incorrecta, esto puede provocar daños en

la carrocería, la fijación y el bastidor del chasis.

A B C 1 2 3

b 1 2 9 1 8 4

b 1 2 9 3 3 9



Teoría

8 © Scania CV AB 2004, Sweden 4 d

Teoría

Uniones atornilladas

Las uniones atornilladas pueden ser uniones de fricción,

uniones de fijación o una combinación de ambas. En una

unión de fricción es el pretensado de los tornillos lo quefija las piezas mediante la fricción. En una unión de

fijación, lo que sujeta las piezas es la superficie del tornillo

o remache que hace contacto con el borde del orificio.

Uniones de fricción

Las uniones que se utilizan para fijar la carrocería suelen

ser del tipo de fricción. El tornillo de una unión de fricción

debe estar pretensado de modo que la unión mantenga las

piezas bien sujetas.

Los tornillos para la fijación de elementos de carrocería

suelen ser cortos, lo cual significa que el tramo útil deltornillo es corto. Cuando las capas de pintura en la unión

se han desgastado y el material debajo de la cabeza del

tornillo y la tuerca está deformado, se reduce el pretensado

de los tornillos y la unión empieza a aflojarse.

Por lo tanto, hay que volver a apretar los tornillos para que

mantengan el pretensado y la unión tenga el efecto

correcto. Tal es el caso sobre todo cuando la unión incluye

capas de pintura.

Para reducir este efecto es importante que:

- se otorgue gran importancia a la elección de pinturaque se utiliza en las placas de fijación. La experiencianos indica que solo las pinturas ED y las pinturas depolvo tienen la resistencia necesaria para asegurar quela capa de pintura no se descomponga mecánicamente;

- la capa de pintura en la unión sea lo más delgadaposible;

- se utilicen arandelas de suficiente dureza (serecomienda 200 HV) debajo de la cabeza del tornillo yla tuerca para reducir la presión superficial y, por lotanto, la deformación;

- el tramo útil del tornillo sea suficientemente largo.



Teoría


Para reducir el riesgo de que el tornillo pierda el

pretensado y se afloje la tuerca, recomendamos que la

relación L/D sea superior a 3. Esto da por sentado que la

unión se ha apretado al par recomendado.

Una contratuerca no impedirá que se reduzca el

pretensado, ya que la tuerca no se mueve con respecto altornillo. Una contratuerca solo evitará que la tuerca se

afloje y salga del todo cuando se ha eliminado el

pretensado.

La cantidad de tornillos de la unión depende de la carga a

la que puede acabar sometida la unión.

El vástago del tornillo debe extenderse lo más posible a

través del soporte y el bastidor del chasis.

Los elementos de la carrocería que se fijan mediante

uniones de fricción no se necesitan taladrar juntos con el

bastidor del chasis.Diámetro de broca de 14,8 mm para tornillo M14

Diámetro de broca de 17,0 mm para tornillo M16

Pares de apriete:

Tornillo M14 (clase 8,8): 135 Nm

Tornillo M16 (clase 8,8): 210 Nm

Uniones de fijación

Las uniones de fijación se realizan utilizando tornillos o

remaches de ajuste apretado y orificios escariados a través

de toda la unión.

Cuando se montan placas de fijación y elementos de

fijación de la carrocería para el bastidor auxiliar junto con

travesaños o al utilizar la opción de bastidor auxiliar

combinado, se deben utilizar uniones de fijación.

Diámetro de broca de 13,8 mm para tornillo M14 de ajuste

apretado

Diámetro de broca de 15,8 mm para tornillo M16 de ajuste

apretado

D

L

b 1 2 9

1 1 5

Regla general: L > 3 x D

b 1 2 9 1 1 6

Para reducir el juego lo más posible, el

vástago del tornillo debe extender a

través del soporte y el bastidor delchasis.



Teoría


Comparación entre unión de fricción y unión de

fijación

Se necesitan aproximadamente 10 veces más tornillos en

una unión de fricción que en una unión de fijación para

absorber las mismas fuerzas de cizallado a través de la

fricción.Debido a las elevadas fuerzas de cizallado, para el diseño

de "bastidor auxiliar combinado" se ha optado por utilizar

uniones de fijación.

Combinación de uniones de fricción y uniones de

fijación

En la práctica pueden darse combinaciones de uniones de

fricción y uniones de fijación más o menos correctamente

realizadas. Los orificios de las placas de fijación y

bastidores con diámetros de orificio correspondientes para

una dimensión del tornillo deja, en teoría, una holgura.Con las tolerancias de producción en los componentes

taladrados y soldados, puede ser necesario de todos modos

escariar un poco el orificio para poder colocar los tornillos.

Las uniones de este tipo se deben considerar como uniones

de fricción que requieren de apriete y reapriete al par

correspondiente.



Teoría


Fuerzas y movimientos en el bastidor del chasisy la carrocería

Durante la conducción, el bastidor del chasis y la

carrocería se ven sometidos a fuerzas estáticas y

dinámicas.

Fuerzas estáticas

Las fuerzas estáticas son generadas por la masa (el peso

propio) del camión y su carga. Las fuerzas estáticas son las

únicas que actúan cuando el vehículo está parado. Las

tensiones provocadas por las fuerzas estáticas se pueden

calcular para distintos tipos de camión y de carrocería.

La figura indica que, con una carga altamente concentrada

tal como una quinta rueda muy cargada, es necesario

repartir uniformemente la carga en el bastidor del chasis

mediante un bastidor auxiliar.

Con poca carga y buenas condiciones de conducción, se

puede sustituir el bastidor auxiliar fijando soportes para la

placa de montaje de la quinta rueda.

b 1 2 9 1 0 9

b

1 2 9 1 0 6

b 1 2 9 1 0 7



Teoría


Fuerzas dinámicas

Las fuerzas dinámicas surgen cuando se conduce el

camión y son, en gran medida, el resultado de las

sacudidas que produce la superficie de la calzada. La

magnitud de estas fuerzas y su efecto sobre la resistencia

dependen de factores tales como la velocidad y el estadode la carretera, y en gran medida del chasis elegido y del

diseño de la carrocería.

Una pequeña variación en cualquiera de estos factores

puede modificar por completo la condición de carga. Las

fuerzas dinámicas afectan la resistencia a la fatiga y, por lo

tanto, la vida útil de los componentes que absorben estas

fuerzas. El cálculo de estas fuerzas dinámicas es mucho

más difícil y más complicado. En los cálculos suele ser

necesario calcular las fuerzas comparándolas con los

resultados obtenidos en pruebas anteriores.

Fuerzas laterales

El bastidor del chasis puede verse sometido a grandes

fuerzas laterales. Esto resulta especialmente evidente en

camiones de batalla larga, camiones con bogie y camiones

con un voladizo trasero largo y remolque.

Un camión con batalla extra larga requiere una rigidezlateral especialmente buena. Si el camión no tiene

suficiente rigidez, puede sufrir movimientos de cabeceo.

La rigidez del bastidor del chasis depende de la distancia

entre ejes, además de la carrocería.

Los travesaños que impiden el desplazamiento paralelo

entre los largueros del bastidor otorgan rigidez al bastidor

del chasis.

En los camiones con bogie se producen grandes fuerzas

laterales al tomar curvas, especialmente en las curvas

cerradas en carreteras con superficie uniforme y encarreteras en mal estado cuando la carga sobre el eje es

alta. Esto se debe a que el bogie tiene tendencia a seguir

hacia delante, incluso cuando las ruedas delanteras se

giran para dirigir el camión en otra dirección.

b 1 2 9 1 0 3

La magnitud de las fuerzas dinámicas

depende de factores tales como la velocidad

y el estado de la carretera.

b 1 2 9 1 0 2

Fuerzas laterales al tomar una curva



Teoría


En los camiones con remolque, las fuerzas laterales se

producen en el voladizo trasero al tomar una curva. La

viga de remolque montada en bajo produce también cierta

torsión en el voladizo trasero. Los remolques producen

fuerzas de flexión verticales en el voladizo trasero, sobre

todo al frenar.Para dotar de resistencia y rigidez el voladizo trasero, este

debe contar con un número suficiente de travesaños. Si el

voladizo trasero es largo, puede convenir también

reforzarlo con una barra diagonal. Los requisitos en

materia de travesaños y refuerzos de barra diagonal

dependen de la longitud del voladizo trasero, así como

también de la medida en que la carrocería refuerza el

voladizo, y los requisitos exigidos por un eventual

remolque.

b 1 2 9 0 9 5

Fuerzas laterales en el voladizo trasero



Teoría


Fuerzas de torsión

En carreteras en mal estado, el bastidor del chasis se ve

sometido a unas fuerzas de torsión elevadas. La sección

delantera detrás de la cabina es flexible a la torsión,

mientras que la sección del eje trasero o el bogie es rígida.

Esta flexibilidad torsional brinda un chasis muy resistentecon buena tracción.

La flexibilidad torsional se consigue gracias a que los

largueros y los travesaños tienen forma de "U", y van

fijados entre sí de forma que no se limita la flexibilidad del

perfil en U.

Los componentes pesados, tales como los depósitos de

combustible y los compresores, fijados a los larguerosocasionan grandes fuerzas de torsión y fuerzas de tensión

locales. La torsión de los largueros se evita montando

travesaños o barras adicionales.

b 1 2 9 1 0 1

Torsión del bastidor del chasis

b 1 2 9 1 1 1

Montaje de un travesaño en un larguero

b 1 2 9 1 1 2

Fuerza de torsión en un larguero



Teoría


Distribución de tensiones en los largueros

Las fuerzas que actúan sobre el bastidor del chasis

producen tensiones de tracción y de compresión en los

largueros.

En la figura se muestra la distribución de la tensión durante

una flexión vertical.

Las flechas en la viga muestran el tamaño y la dirección de

la tensión. La tensión se produce principalmente en las

bridas, mientras se reduce a medida que se alcanza la línea

de simetría de la viga, donde la tensión es cero. Por encima

de la línea de simetría, la viga sufre una tensión de

tracción, mientras que por debajo está expuesta a una

tensión de compresión.

En la figura se muestra la distribución de la tensión durante

una flexión horizontal.

La tensión es mayor en el borde de la brida que está libre.La tensión se reduce a 0 en el plano neutro. De este lado

del plano en la figura, la viga está expuesta a una tensión

de compresión.

Los largueros están expuestos a la vez tanto a flexiones

verticales como horizontales. Las tensiones de ambas

cargas de flexión son acumulativas. Además, los largueros

están expuestos a cargas de torsión.

En las figuras se muestra que las bridas, especialmente el

borde de la brida libre, sufren la mayor tensión. Por lo

tanto, esta parte es especialmente susceptible a daños,por ejemplo grietas e inclusiones de restos de la

soldadura; remítase a la sección "Soldadura" .

Toda fijación de la carrocería y sus componentes al

bastidor del chasis debe realizarse, por lo tanto, mediante

uniones atornilladas en la superficie central de los

largueros.

En la figura se muestra la distribución de tensiones durante

la flexión horizontal en una viga con un orificio en la

sección central.

Para limitar las tensiones concentradas en la seccióncentral, se deben taladrar orificios en la misma respetando

una distancia mínima determinada de la brida y entre los

orificios; remítase a la sección "Taladrado de orificios".

b 1 2 9 1 2 8

Distribución de la tensión durante una

flexión vertical

b 1 2 9

1 2 9

Distribución de la tensión durante

una flexión horizontal

b 1 2 9 1 3 0

Flexión horizontal de una viga con orificio

en la sección central



Teoría


Bastidor auxiliar combinado

El concepto del bastidor auxiliar combinado significa que

el mismo está rígidamente conectado al bastidor del chasis

y, por ello, contribuye considerablemente a la resistencia

de todo el bastidor.

Los elementos de fijación de la carrocería fijos, situados

muy próximos unos a otros, que se pueden remachar en el

bastidor del chasis y soldar al bastidor auxiliar, limitan en

gran medida el potencial de movimiento entre ambos

bastidores.

Al ser más rígida la fijación del bastidor auxiliar, significa

que ambos bastidores trabajan juntos, de modo que en

combinación pueden soportar una carga mayor con la

misma deflexión, es decir, la resistencia del bastidor

resultante es mayor.

Por otra parte, se puede reducir la resistencia a la flexióndel bastidor del chasis a la vez que se retiene la carga y la

deflexión.

La ventaja que ofrece esta opción es que algunos chasis se

pueden construir con un solo bastidor (F950) junto con un

bastidor auxiliar combinado en lugar de un bastidor doble

(F958) sin reducir la resistencia ni la rigidez en la

articulación vertical. Al optar por un bastidor sencillo en

lugar de doble, se puede reducir el peso total del chasis en

200-300 kg, lo cual permite aumentar la carga útil a la vez

que se conserva el peso total del vehículo.Obsérvese que también se debe tener en cuenta las cargas

laterales. Se deben incorporar refuerzos para compensar el

uso del bastidor F950 en lugar del F958 más resistente.

b 1 2 9 4 0 4

Principio de bastidores combinados

b 1 2 9 3 7 0

Ejemplo de fijación de la carrocería para

un bastidor auxiliar combinado (6x2A,

A=3.900 mm)



Teoría


Teoría

Momento de inercia para dos vigas en combinación ideal:

Itot = Ic + Is +Ac x a2 + As x b2

Momento de inercia para dos vigas tendidas una encima de

otra, sin fijación:

Itot = Ic + Is

Comparación entre ambos momentos de inercia:

Ic + Is + Ac x a2 + As x b2 >> Ic + Is

Esto indica que el momento de inercia para dos bastidores

combinados es mucho mayor que para dos bastidores sin

combinar.

Sin embargo, las ecuaciones solo son de aplicación en dos

casos extremos ideales. Cuando se monta un bastidor

auxiliar sin combinar, se obtiene no obstante cierto efecto

combinado debido a la fricción entre los largueros. Lo

mismo sucede con los bastidores auxiliares combinados,

en los cuales al ser limitada la cantidad de soportes, estos

no convierten ambos largueros en un solo larguero

totalmente homogéneo.

I = momento de

inercia

c= bastidor del chasis

tp = eje neutroA = sección

transversal

s = bastidor auxiliar

Chasis y bastidor auxiliar

tp

b

a

b 1 2 9 3 7 1



Teoría


Vibraciones

Introducción

Problemas de vibraciones y de confort

Los problemas relativos a vibraciones y al confort

generalmente son subjetivos y difíciles de medir.Cuestiones que son percibidas como un problema pueden

de hecho ser una reducción "normal" del confort. También

hay que considerar que para los problemas de vibraciones

no hay soluciones de carácter universal.

Frecuencia

La frecuencia (medida en Hz) especifica cuántas veces se

repite un determinado suceso, como por ejemplo, un

movimiento. Una oscilación que se repite tres veces por

segundo tiene una frecuencia de 3 Hz. Una frecuencia de

alrededor de 6-7 Hz se percibe en el estómago o en laspantorrillas.

Oscilación y amplitud

La amplitud es la anchura (anchura = 2 veces la amplitud)

de una oscilación, que es un movimiento que se repite de

forma regular. La oscilación se percibe como molesta

cuando se encuentra entre 0 y 25 Hz. Las oscilaciones con

una frecuencia superior a 25 Hz se perciben como ruido.

Frecuencia de resonancia

La frecuencia de resonancia depende principalmente de la

masa y la rigidez (la constante elástica de un sistema).

Por lo tanto, cada componente tiene una frecuencia de

resonancia que depende de su masa y su montaje. La

frecuencia de resonancia disminuye según aumenta la

masa, y aumenta según aumenta la rigidez, y viceversa. Si

se produce una frecuencia de interferencia a la frecuencia

de resonancia, se producirá resonancia. A menudo se nota

esta oscilación de resonancia porque la amplitud llega a ser

inusualmente grande a esta frecuencia.



Teoría


Amortiguación

Sin amortiguación los objetos oscilarían

indeterminadamente. Uno de los tipos de amortiguación es

la amortiguación de fricción, que surge a raíz del

movimiento relativo entre dos superficies bajo fricción.

La amortiguación aumenta a medida que aumenta elmovimiento y/o la fricción. La energía de la oscilación se

transforma en calor.

Resumen

Se pueden producir problemas graves de vibración

(grandes amplitudes) cuando una frecuencia de

interferencia se encuentra a la frecuencia de resonancia de

cualquier componente del vehículo.

Este fenómeno es muy común a entre 1 y 13 Hz.

Identificación del problema de vibraciónConsultas al conductor

Pregunte al conductor sobre el problema. Utilice las

siguientes preguntas para ayudarle.

- ¿Cómo percibe las vibraciones?

- ¿A qué velocidad del vehículo?

- ¿Aumenta el problema según aumenta la velocidad delvehículo?

- ¿Aumenta el problema según aumenta el régimen delmotor?

- ¿Provienen las vibraciones de la parte anterior o laposterior?

- ¿Se producen con el vehículo cargado o descargado?

- ¿Se soluciona el problema elevando el eje portador?

- ¿Con o sin remolque?

- ¿Con o sin par motor (a rueda libre)?

Prueba de conducción

Al hacer una prueba de conducción, el vehículo debe

encontrarse en la misma situación que cuando se produce

el problema, por ejemplo:

- Completamente cargado- Marcha a rueda libre cuesta abajo

- Freno motor

- Pedal de embrague pisado

- Remolque acoplado o desacoplado

- Autovía (superficie lisa)

- Las situaciones en las que el conductor percibe elproblema



Teoría


Tipos de vibraciones

Vibraciones producidas por la carretera

Vibraciones que se deben a:

• tipo de carretera

• amortiguadores en estado deficiente o altura deconducción incorrecta del chasis o de la cabina

• construcción blanda.

Bamboleo de las ruedas delanteras: vibraciones fuertes

en el volante

Efecto

Vibraciones fuertes en el volante. Frecuencia entre

8-12 Hz, con gran amplitud.

Causa

Carretera en estado deficiente y ruedas desequilibradas. Es

necesario detener el vehículo para que paren las

vibraciones.

La frecuencia de interferencia de la carretera se produce a

la misma frecuencia que la frecuencia de resonancia del

sistema de dirección. El sistema de dirección oscila sin

amortiguación.

Medidas a tomar

Compruebe el ángulo de avance de todos los ejes

directores.

Equilibrado dinámico de todas las ruedas dirigidas.Si la anomalía persiste, se debe comprobar la geometría de

la dirección.

Golpeteo del volante

Efecto

Golpeteo del volante. Frecuencia de unos 8 Hz

Causa

Baches, estado deficiente de la calzada. Depende en gran

medida de los amortiguadores que se monten.

El eje director realiza un movimiento giratorio.

Medidas a tomar

Compruebe la geometría de la dirección y sustituya los

amortiguadores.



Teoría


Rebote del chasis

Efecto

La cabina se mueve en sentido vertical a una frecuencia de

1-1,5 Hz. El chasis realiza movimientos de cabeceo, con el

centro de rotación hacia el extremo trasero.

Causa

Voladizo trasero largo. La frecuencia de interferencia de la

carretera está al mismo nivel que la frecuencia de

resonancia del movimiento de cabeceo del chasis.

Medidas a tomar

Sustituya los amortiguadores del eje delantero.

Vibraciones producidas por las ruedas

Vibraciones producidas por irregularidades de las ruedas,

desequilibrio de las ruedas o variaciones en la rigidez de la

banda de rodadura de los neumáticos que producenvibraciones del eje. Se percibe más en carreteras de

superficie lisa.

Rebote de los neumáticos

Efecto

La cabina se mueve en sentido longitudinal cuando el

camión es rebotado por los neumáticos del eje propulsor.

Frecuencia de 2-5 Hz. Sucede tanto en carreteras de firme

liso como en carreteras irregulares. Sucede con más

frecuencia en vehículos para construcción o en tractoras

6x4 de servicio pesado descargados y con suspensión deballesta. El cambio de la presión de aire de los neumáticos

del eje propulsor produce una frecuencia de resonancia

distinta.

Causa

La suspensión está tan dura que el vehículo sin carga es

sacudido por los neumáticos.

Medidas a tomar

Pérdida de confort "normal".



Teoría


Oscilaciones del bastidor

La oscilación del bastidor es una oscilación de resonancia

del chasis con la carrocería en la que los impulsos de

oscilación proceden de las ruedas. La oscilación del

bastidor reduce el confort si la amplitud de la oscilación es

lo suficientemente grande y la amortiguación no es laadecuada.

La frecuencia de resonancia se encuentra entre 5 y 7 Hz.

Un desplazamiento de las ruedas tiene un impulso de

oscilación a esta frecuencia a unos 60-85 km/h. Las

oscilaciones también pueden producirse a la mitad de esta

velocidad.

Oscilaciones del bastidor, camión

Efecto

El bastidor oscila en sentido vertical a una frecuencia de

5-7 Hz. Sucede a 60-85 km/h tanto en carreteras de firmeliso como en carreteras irregulares.

Causa

Camión con bastidor, bastidor auxiliar o carrocería débil.

Poca amortiguación en el sistema oscilante. Desequilibrio

estático, ovalización o variaciones de rigidez de los

neumáticos. Los cambios de carga grandes modifican la

frecuencia y por lo tanto la velocidad a la que se producen.

Medidas a tomar

Remítase a la sección "Comprobación de llantas y

neumáticos".

Sustituya los neumáticos del eje propulsor, si es preciso.

Para comprobar la carrocería, remítase a la sección

"Comprobación de la carrocería".



Teoría


Oscilaciones del bastidor, tractora con remolque

Efecto

El remolque oscila a una frecuencia de 5-7 Hz. Sucede a

60-85 km/h tanto en carreteras de firme liso como en

carreteras irregulares.

Causa

Desequilibrio estático, ovalización o variaciones de

rigidez de los neumáticos. Los cambios de carga grandes

modifican la frecuencia y por lo tanto la velocidad a la que

se producen.

Medidas a tomar


neumáticos".

Sustituya los neumáticos del eje propulsor.

Haga una prueba de conducción de la tractora con unremolque de otro tipo. Si la tractora tiene, por ejemplo, un

remolque de plataforma, utilice un remolque cisterna, que

es más rígido.

Oscilaciones de la transmisión

Efecto

La cabina se mueve en sentido lateral a una frecuencia de

7-7,5 Hz. Sucede a 80-95 km/h en carreteras de firme liso.

Causa

La transmisión oscila debido al desequilibrio estático, la

ovalización o las variaciones de rigidez de los neumáticos.La frecuencia sigue variaciones en la velocidad.

Medidas a tomar


neumáticos".



Teoría


Movimiento de balanceo del eje

Efecto

La cabina se mueve en sentido lateral a una frecuencia de

11-13 Hz. Sucede a 60-70 km/h.

Causa

El eje realiza un movimiento de balanceo debido a la

ovalización o las variaciones de rigidez de los neumáticos.

Reduciendo la presión de los neumáticos se bajan las

frecuencias.

Medidas a tomar


neumáticos".

Oscilaciones del sistema de dirección

Efecto

Vibraciones en el volante a amplitudes bajas y frecuenciasde 7-10 Hz. Suceden a 70-100 km/h en carreteras de firme

liso. Vibraciones en el volante a amplitudes bajas. Dejan

de producirse a velocidades inferiores o superiores.

Causa

El sistema de dirección oscila debido al desequilibrio

dinámico de las ruedas.

Medidas a tomar


neumáticos".

Vibraciones producidas por los frenos

Las vibraciones producidas por los frenos suceden debido

a variaciones en la fuerza de frenado que ocurren a raíz de:

• ovalización del tambor de freno

• deformación del tambor de freno, que se percibe al

frenar ligeramente a velocidades bajas

• zonas sobrecalentadas, que se producen durante

períodos prolongados de frenadas a velocidades altas.



Teoría


Ovalización de frenos de tambor

Efecto

El volante vibra a una frecuencia de unos 7 Hz o 14 Hz

durante el frenado ligero. Amplitud máxima a 40 km/h u

80 km/h. La frecuencia sigue la velocidad.

Causa

Frenos de tambor deformados debido a la presencia de

suciedad entre la rueda y el tambor de freno, o entre el

tambor de freno y el cubo. El tambor de freno también se

puede ovalizar debido a que la rueda está descentrada y

deforma el tambor.

Medidas a tomar

Sustitución de los tambores de freno. Póngase en contacto

con un taller Scania.

Zonas sobrecalentadas de frenos de tambor Efecto

El volante vibra a una frecuencia de 30-50 Hz durante

períodos prolongados de frenadas y velocidades elevadas.

La frecuencia se corresponde con la velocidad al frenar.

Causa

Zonas sobrecalentadas que aparecen en el tambor

provocando variaciones en la fuerza de frenado.

Medidas a tomar

Sustitución de los tambores de freno y comprobación de la

adaptación de los frenos. Póngase en contacto con un tallerScania.

Vibraciones de frenos de disco

Efecto

El volante vibra a una frecuencia de 8-14 Hz durante el

frenado ligero. La frecuencia sigue la velocidad al frenar.

Causa

Excentricidad o variaciones en el grosor del disco de freno,

provocando variaciones en la fuerza de frenado.

Medidas a tomar Sustitución de los discos de freno. Póngase en contacto

con un taller Scania.



Teoría


Vibraciones producidas por el motor

Las vibraciones producidas por el motor se perciben en

todo el vehículo, tanto con el vehículo parado como en

movimiento.

Frecuencia del cigüeñal

Efecto

El camión entero vibra a la frecuencia del cigüeñal

(= régimen del motor/60). La frecuencia sigue el régimen

del motor.

El desequilibrio también se percibe cuando se suelta

rápidamente el pedal del acelerador.

Causa

Desequilibrio mecánico del motor, suspensión del motor

incorrecta/dañada, etc.

Medidas a tomar Compruebe el sistema de suspensión del motor para

verificar que se hayan montado los componentes correctos

en el camión. Localice el código de color en los aisladores

delanteros. Solo existe una variante de los aisladores

traseros. Compruebe también si los aisladores delanteros o

traseros están dañados.

Si no encuentra ninguna avería, diríjase a un taller Scania.

Frecuencia de encendido

Efecto

El camión entero vibra a la frecuencia de encendido (=régimen del motor x n/60, siendo n la mitad del número de

cilindros). La frecuencia sigue el régimen del motor.

Causa

Ajuste incorrecto del sistema de inyección. Los volúmenes

de la bomba de inyección son desiguales. Algunos

inyectores tienen una presión de apertura baja.

Medidas a tomar

Compruebe que la suspensión delantera del motor sea

correcta.

Diríjase a un taller Scania para que revisen el sistema de

inyección.



Teoría


Vibraciones producidas por la caja de cambios

Las vibraciones producidas por la caja de cambios se

deben muchas veces a variaciones de par y potencia

debido al engrane de los dientes de los piñones de la caja

de cambios.

Vibración del árbol de transmisión

Efecto

El camión entero vibra a una frecuencia elevada (ruido)

que varía con la velocidad. Sucede a 70-90 km/h.

Subiendo o bajando la posición de marcha del eje

propulsor, se aumenta o reduce la vibración.

Causa

Puede haber varias causas, entre ellas ángulos de

articulación incorrectos.

Medidas a tomar Diríjase a un taller Scania para que revisen el árbol de

transmisión.

Salto del eje trasero

Efecto

El camión entero vibra a una frecuencia de 3,5-5,5 Hz.

Sucede en vehículos dotados de eje trasero con suspensión

neumática y carga ligera a un elevado par del eje propulsor

(por ejemplo, arranques cuesta arriba con control de

tracción).

Causa

El efecto combinado de la variación de par y la tendencia

del eje trasero a elevarse con pares altos hace saltar el eje

trasero.

Medidas a tomar

Pérdida de confort inusual pero "normal".

Hundimiento de las ruedas

Efecto

El camión entero vibra a una frecuencia de 5-6 Hz. Sucede

cuando las ruedas motrices se entierran en superficiesblandas cuando hay poca carga sobre el eje propulsor.

Causa

Superficie blanda y pequeñas cargas sobre el eje

propulsor, lo cual provoca oscilaciones en la transmisión.

Medidas a tomar

Pérdida de confort "normal".



Teoría


Medidas a tomar

Comprobación de llantas y neumáticos

Comprobación de las ruedas delanteras

1 Suba el eje delantero con un gato colocado en el centro

del eje.2 Coloque caballetes debajo del eje delantero como

medida de seguridad.

3 Retire todas las piedras del neumático.

4 Gire la rueda a una velocidad de unos 40 km/h o más y

compruebe el desplazamiento radial, la ovalización y

las vibraciones del neumático. No dé el visto bueno a

ruedas que estén descentradas o que vibran.

5 Utilice el comparador 587 581 y compruebe el

neumático y la llanta. Marque la posición del

desplazamiento radial máximo en el flanco delneumático. Marque también la posición del

desplazamiento radial máximo en el lateral de la llanta.

Comprobación de las ruedas motrices

1 Suba las ruedas motrices con un gato colocado debajo

del centro del eje.

2 Coloque caballetes debajo del travesaño de remolque

como medida de seguridad.

3 Compruebe el tipo de neumático y el desgaste.

4 Conduzca el vehículo a unos 40 km/h o más con el eje

propulsor elevado y tome nota de qué ruedas provocanlas vibraciones. El desplazamiento radial no debe ser

superior a 1,5 mm.

5 Desmonte las ruedas y haga funcionar el motor con una

marcha engranada con el eje propulsor elevado.

Compruebe si vibra. Compruebe el desplazamiento

radial y la ovalización.

6 Gire el neumático sobre la llanta de forma que el

desplazamiento radial máximo del neumático y el de la

llanta se encuentren a 180º entre sí.

7 Compruebe el desplazamiento radial.Para más información, póngase en contacto con un taller

Scania.

ADVERTENCIA!No apoye el eje sobre caballetes.Utilícelos únicamente como medidade seguridad debajo del ejedelantero.

ADVERTENCIA!No apoye el travesaño de remolqueen caballetes. Solo se deben utilizardebajo del travesaño de remolque

como medida de seguridad.



Teoría


Montaje de las ruedas

Monte la rueda y apriete las tuercas lubricadas a

600 Nm. Remítase al Manual del conductor para más

información.

Rueda 385/65

Compruebe que se esté utilizando el tipo correcto de

neumático. Los neumáticos de dibujo profundo pueden ser

una causa de vibraciones. Es importante que las llantas

estén redondas y equilibradas.

Comprobación del motor, la caja de cambios y los

frenos

Diríjase a un taller Scania para que revisen el motor, la caja

de cambios y los frenos respecto de la excitación de la

vibración.

Comprobación de la carroceríaPara amortiguar las eventuales oscilaciones del bastidor, el

bastidor auxiliar se debe adelantar y fijar al bastidor del

chasis lo más cerca posible del eje delantero.

Compruebe que la separación entre el centro del eje

delantero y la fijación delantera del bastidor auxiliar sea

de:

- para eje delantero con suspensión neumática: 600 mmcomo máximo.

- para eje delantero con suspensión de ballestas:

895 mm como máximo.



Cálculo


Cálculo

Cálculos de la carga sobre el eje

Todos los tipos de trabajo de transporte con camión

requieren que el chasis del camión se complemente con

algún tipo de carrocería.

La finalidad de los cálculos de la carga sobre el eje es

conseguir la mejor ubicación posible del chasis y la

carrocería de modo que se pueda obtener la máxima carga

útil sin superar los pesos máximos autorizados del eje y del

bogie, teniendo en cuenta las limitaciones legales y

técnicas.

Para poder conseguir la carga óptica se requieren los datos

de pesos y medidas del chasis.

Esta publicación trata de los principios básicos sobre los

que se fundan los cálculos de la carga sobre el eje.

La diferencia entre las cargas sobre las ruedas derecha e

izquierda de un mismo eje no debería sobrepasar el 3% de

la carga total sobre el eje. Una carga muy desigual hará

inclinarse el vehículo hacia un lado.

Para garantizar la buena tracción del vehículo, al menos un

20% del peso del vehículo debería descansar sobre los ejes

dirigidos. No obstante, es posible que la reglamentación

local especifique una distribución diferente.



Cálculo


Los distribuidores y concesionarios Scania cuentan con un

programa de cálculo en PC que permite obtener la mejor

carga/peso posible y pueden ayudar con los cálculos de

carga sobre el eje.

Ejemplo de resultados de un cálculo en PC

Delante Detrás Total

Peso del chasis 6.445 2.585 9.030

Peso adicional 0 0 0

Peso de la carrocería 1.146 3.404 4.550

Peso 1-4 0 0 0

Equipo de la carrocería 2.135 -135 2.000

Peso sin carga 9.726 5.854 15.580

Carga 0 3.885 11.535 15.420

Carga 1-4 0 0 0

Peso de carga 3.885 11.535 15.420

Peso sin carga 9.726 5.854 15.580

Peso de carga 3.885 11.535 15.420

Peso total del vehículo 13.611 17.389 31.000

Peso máx. 14.200 19.000 32.000

Reserva de peso 589 1.611 1.000

Peso sobre ejes dirigidos 66%

Peso sobre ejes dirigidosdelanteros 43%

Límite de derrape, asfalto 31%

Límite de derrape, calle de

pedregullo 18%

b 1 2 9 0 8 2



Cálculo


Principio de la palanca

Esta descripción suele denominarse el principio de la

palanca.

Si se utiliza un carro que se supone no tiene peso alguno,

hay un soporte en tierra en forma de una rueda y otro que

tiene la forma de un hombre que lo levanta. Si el peso sesitúa cerca del hombre, este debe elevar una gran

proporción del peso y la rueda solo soporta una proporción

reducida del peso.

Cuanto más cerca de la rueda se desplace el peso, menor

será la proporción del peso de 100 kg que necesita elevar

el hombre.

Además, si se desplaza el peso por delante del centro de la

rueda, tiene que empujar el mango hacia abajo para que el

carro no vuelque.

¿Cómo varía la carga del hombre en relación con la

posición del peso?

El peso (la carga) se indica en U (kg). La carga (resistencia

a la carga para el hombre) es TR (kg).

La distancia entre el centro de la rueda y el centro de

gravedad del peso (la carga) se indica como la palanca C(mm). La distancia entre los puntos de carga (el centro de

la rueda y el hombre) se indica en A (mm).

Se da por sentado que el sistema está en reposo (no acelera

ni se desplaza en ninguna dirección) y, por lo tanto, la

suma de todas las fuerzas y pares es igual a cero.

Dado que hay equilibrio de par alrededor del centro de la

rueda, se aplica la ecuación siguiente:

U x C = TR x A

(Peso x su palanca = Carga x su palanca).

70 kg

b 1 2 9 0 7 8

100 kg

20 kg

b 1 2 9 0 6 3

100 kg

10 kg

b 1 2 9 0 6 2

100 kg

C (mm)

A (mm)

TR (kg)

b 1 2 9 0 6 1

U (kg)



Cálculo


Concepto y cálculos

Los cálculos de la carrocería y el peso sobre el eje se basan

en el equilibrio estático, es decir:

- La suma de las fuerzas descendentes es igual a la sumade las fuerzas ascendentes. Esto significa que la suma

del peso de todos los componentes del vehículo y sucarga es igual a la suma de las cargas sobre los ejes delvehículo.

- La suma de los pares ejercidos por la fuerza degravedad alrededor de un punto es igual a la suma delos pares ejercidos por las fuerzas de reacciónalrededor del mismo punto. Esto está descrito por elprincipio de la palanca en la sección anterior. Lasruedas del ejemplo anterior pueden sustituirse por lasruedas delanteras del vehículo y el hombre por lasruedas traseras.

Dimensiones:

A = Distancia entre ejes, primer eje delantero a primer

eje propulsor

B = Distancia entre los ejes del bogie

AB = Distancia del eje delantero a la carrocería

Q = Distancia entre los ejes delanteros

LL = Distancia entre el primer eje delantero y los centros

teóricos de distribución de carga para ambos ejes

delanteros

L = Distancia entre el primer eje propulsado trasero y

los centros teóricos de distribución de carga para elbogie

AT = Distancia teórica del eje, medida entre los centros

teóricos de distribución de carga delantero y trasero

BL = Longitud externa de la zona de carga / plataforma

K = Medida entre el punto central de la carrocería y el

centro de gravedad para la carga + carrocería

C = Distancia entre los centros de distribución de carga

delanteros y el centro de gravedad de la carga +

carrocería o peso adicional

Pesos:

Tipo de peso Distribución del peso

delante detrás

T Peso total para vehículo cargado TF TR

W Peso del chasis WF WR

N Peso adicional, p.ej. grúa NF NR

U Carga y peso de carrocería UF UR

TF

AT

A

C KTR

L

AB BL/2 BL/2

U

b 1 2 9 0 7 1



Cálculo


Ecuaciones:

T = W + N + U y C x U = AT x UR

O en forma escrita.

Para obtener el equilibrio, el peso total de la carga y la

carrocería U multiplicado por su palanca C debería dar el

mismo resultado que la proporción de U que está por

encima del centro de gravedad del eje trasero, UR,

multiplicado por la distancia AT (distancia teórica entre

ejes).

Se busca el valor C porque queremos obtener la longitud

de carga posibles BL. En general la ubicación de lalongitud de carga BL queda determinada porque la

desviación K tiene que ser lo más próxima posible a 0.

Obtenga los datos:

• Pesos admitidos sobre los ejes

• Pesos del camión y distancia entre ejes

• Peso de la carrocería y todo equipo adicional

Los diversos ejemplos que se dan a continuación describen

cómo se puede realizar el cálculo en la práctica.

C =

AT x UR

U = UF+URU

Cálculos Peso delantero kg Peso trasero kg Peso total kg

Camión cargado, pesototal + TF TR T

Peso del chasis - WF WR W

Peso adicional - NF NR N

Calculado: carga +carrocería

= UF UR U



Cálculo


Ejemplo 1: tractora 6x4

La finalidad del cálculo es determinar la ubicación de la

quinta rueda (C) para poder obtener el peso óptimo sobre

los ejes.

Empiece el cálculo obteniendo los datos siguientes:



A = 4.300 mm

L = 677,5 mm

AT = A + L = 4.977,5 mm

Ahora tenemos las dimensiones y pesos que necesitamos

para calcular C.

C = 4,350 mm

Para poder utilizar los pesos máximos autorizados sobre

los ejes, la quinta rueda se debe situar a 4.350 mm por

detrás del eje delantero.

Entonces, K = 0.

Cálculo Peso delantero kg Peso trasero kg Peso total kg

Camión cargado, peso total + TF=7.000 TR=19.000 T=26.000

Peso del chasis - WF=4.790 WR=3.350 W=8.140

Calculado: carga incluida laquinta rueda

= UF=2.210 UR=15.650 U=17.860

C =AT x UR

=4.977,5 x 15.650

=4.350 mmU 17.860

U

TF TRC

A L

AT b 1 2 9 0 6 5



Cálculo


Ejemplo 2: grúa 6x2 montada en parte trasera

La finalidad del cálculo es obtener la distribución del peso

de la grúa sobre el eje delantero o los ejes traseros.


• Pesos admitidos sobre los ejes• Pesos del camión y distancia entre ejes

• Peso y centro de gravedad de la grúa

A = 4.600 mm

L = 612 mm (6x2)

AT = A + L = 4.600 + 612 = 5.212 mm

C = 7.400 mm

N = 2.500 kg

Utilizando el principio de la palanca, podemos expresar

esto de la forma siguiente:

NR = 3.550 mm

Si N = NF + NR, entonces NF = N - NR = 2.500 - 3.350 =

-1.050

NF = -1.050 kgObsérvese que el peso sobre el eje delantero se hace

negativo, es decir, descarga un poco la presión sobre el eje

delantero.

Para los cálculos sobre el vehículo completo, se insertan

NF y NR en los centros de gravedad pertinentes en el

cálculo continuado.

NR =

N x C

=

2.500 x

7.400 =3.550 mm

AT 5.212

N

NRL

NFA

AT

C b

1 2 9 4 0 8



Cálculo


Ejemplo 3: grúa 4x2 detrás de la cabina con vehículo

La finalidad del cálculo es obtener la distribución del peso

de la grúa sobre el eje delantero o el eje trasero y una

longitud de plataforma adecuada para la carrocería.

Empiece el cálculo obteniendo los datos:



• Peso y centro de gravedad de la grúa

A = AT = 4.300 mm

AB = mín. 1.100, de acuerdo con la descripción de la grúa

+ cálculo

WF = 4.260 kg

WR = 1.848 kg

N = 1.950 kg

Para el cálculo de la distribución de peso de la grúa sobre

los ejes, vea el ejemplo 2.


Camión cargado, pesototal

+ TF=7.500 TR=11.000 T=17.500


Equipo, grúa - NF=1.586 NR=364 N=1.950


= UF=1.333 UR=6.329 U=7.662

b 1 2 9 0 6 7

AB BL

BL/2 BL/2

U

A

CTF TR

J

N



Cálculo


Ahora podemos calcular C.

C = 3.552 mm. Ahora ponemos la medida AB más corta

que sea posible para obtener la zona de carga más larga

(BL) que podemos tener con una distribución óptima del

peso sobre los ejes.

C = AB + BL/2 3.552 = 1.100 + BL/2

BL/2 = 2.452mm BL máx. = 4.904 mm.

La zona de carga más larga que podemos tener con una

distribución óptima del peso sobre los ejes es de

4.904 mm.

La tolva que teníamos en mente tiene una longitudestándar de BL = 4.400 mm. Sabemos ahora que hay

suficiente espacio para el mismo.

Para poder obtener un voladizo aceptable, calculamos la

medida AB para nuestra elección de longitud.

C = AB + BL/2 3.552 = AB + 2.200 AB = 1.352 mm.

El punto más retirado de la tolva desde el eje delantero es

C + BL/2 = 3.552+2.200 = 5.752 mm.

El voladizo detrás del último eje es entonces:

(C + BL/2) – A = 5.752 - 4.300 = 1.452 mm.

Si colocamos un eje basculante a 1.000 mm detrás del

último eje trasero, obtenemos un voladizo de 469 mm

detrás del eje basculante.

Es un valor aceptable. No necesitamos cambiar nuestra

elección de tolva, que mide 4.400 mm de longitud.

C =AT x UR

=4.300 x 6.329

= 3.552 mmU 7.622



Cálculo


Ejemplo 4: Camión volquete 8x4*4

La finalidad del cálculo es obtener una longitud adecuada

para la zona de carga (BL) y la ubicación sin exceder del

peso admitido sobre el eje. La longitud elegida también

debe proveer un voladizo adecuado para obtener una

buena estabilidad en este caso.




• Peso de la carrocería y del equipo adicional

A = 3.350 mm

K = 0

L = 1.256 mm

AT = A + L = 4.606 mm (dibujo acotado principal)

En este ejemplo de un camión volquete, trabajamos sobre

la base de una carga de distribución uniforme.

Se suele buscar la medida (AB), es decir, la distancia entre

el eje delantero y la parte delantera de la carrocería.

Se indica la distancia AB mínima para distintas longitudes

de la cabina.

La distancia AB mínima para la cabina 14 se indica como

320 mm.


Camión cargado, pesototal

+ TF=7.100 TR=24.000 T=31.100



= UF=2.230 UR=19.415 U=21.645

TF T R

AB BL/2 BL/2

CC K

U

AT

A LL b 1 2 9 0 8 0



Cálculo


Calculamos el valor de C para ver cuán larga puede ser la

carrocería más larga con una distribución óptima del peso

sobre los ejes.

C + K = AB + BL/2 4.131 = 320 + BL/2 BL = 7.622 mm

La carrocería más larga que podemos tener con una

distribución óptima del peso sobre los ejes es de

7.622 mm.

La tolva que teníamos en mente tiene una longitud

estándar de

BL = 6.200 mm. Sabemos ahora que hay suficienteespacio para el mismo.

Para poder obtener un voladizo aceptable, calculamos la

medida AB para nuestra elección de longitud.

C = AB + BL/2 4.131 = AB + 6.200/2 AB = 1.031 mm.

Para una tolva con BL = 6.200 mm se aplica lo

siguiente:

El punto más retirado de la tolva desde el eje delantero es

C + BL/2 = 4.131 + 3.100 = 7.231 mm.

La distancia del eje para el bogie es 1.355 + 1.305, según

el dibujo acotado principal. El voladizo detrás del último

eje es entonces:

(C + BL/2) - (A + 1.355 + 1.305) = (4.131 + 3.100) - (3.350

+ 1.355 + 1.305) = 7.231 - 6.010 = 1.221 mm.

Si colocamos un eje basculante a 550 mm detrás del último

eje trasero, obtenemos un voladizo de 1.221 - 550 = 671

mm detrás del eje basculante. Es un valor aceptable, por lo

que no necesitamos cambiar nuestra elección de tolva, que

mide 6.200 mm de longitud.

C =

AT x UR

=

4.606 x

19.415 = 4.131

U 21.645



Cálculo


Estabilidad en posición inclinada (volquetes,grúas, ADR)

Estabilidad al bascular

La estabilidad del vehículo depende de una combinación de

varios factores, tales como

- la capacidad del suelo para soportar la carga

- la posición del centro de gravedad

- la resistencia al balanceo del chasis

- la rigidez torsional de la carrocería

- el equipo estabilizador, como calzos para el bogie, etc.

- la manipulación durante el procedimiento debasculamiento.

El carrocero debe asegurar mediante cálculos

y/o pruebas que el vehículo no se pueda volcar durante el

uso normal.

Esto significa que el vehículo terminado debe someterse a

pruebas de estabilidad en condiciones que sean de

aplicación al vehículo y en las cuales está previsto

utilizarlo.

Prueba de estabilidad

En algunos países es obligatorio realizar una prueba de

estabilidad antes de poder utilizar el vehículo.

Se puede realizar una prueba apropiada de la siguiente

forma:

1 Cargue el vehículo sometido a prueba con la cargamáxima para que alcance su peso máximo autorizado.

2 Sitúelo con un par de ruedas en una rampa de 200 mm de

altura (véase la figura) o en una superficie que se incline

unos 5° en sentido lateral.

3 Como precaución de seguridad, se coloca un cargador

frontal u otro equipo en una posición adecuada para

sostener el vehículo en caso de que empezara a volcar

durante la prueba.

4 La carrocería se inclina en varias etapas a los ángulos de

inclinación predeterminados a los que se anotan ladeflexión de la plataforma, la compresión de los muelles,

la torsión del bastidor del chasis y el desplazamiento

paralelo.

5 Documentación de la prueba y sus resultados.

b 1 2 9 1 6 3



Cálculo


Estabilidad

Las condiciones de basculamiento varían mucho en cuanto

a la capacidad del suelo para soportar la carga y su

inclinación y las soluciones incorporadas en el diseño por

cada carrocero.

La rigidez de los muelles traseros es de importancia

crucial, por lo que deben ser lo más rígidos posible, pero

también hay que tener en cuenta la tracción y el confort de

marcha.

Se recomienda montar barras estabilizadoras traseras en

todos los camiones volquete. La excepción son los

vehículos con bogie en tándem (BT201, BT300) que

montan los paquetes de muelles rígidos 4x41 o 10x25, tan

rígidos que una barra estabilizadora apenas aumenta la

resistencia al balanceo y estos vehículos no la suelen

necesitar.Una barra estabilizadora delantera no mejora mucho la

estabilidad durante la inclinación, pero de todos modos

puede convenir que el vehículo la tenga para mejorar las

características de conducción.

La distancia entre el eje basculante trasero y el punto de

apoyo más cerca del extremo trasero del bastidor del

chasis (el soporte del muelle trasero o del bogie

equilibrador) debe ser lo más corta posible. Una distancia

corta combinada con un bastidor auxiliar reforzado en

sentido diagonal produce un voladizo que es resistente a laflexión y la torsión que impide que la plataforma sufra un

desplazamiento lateral durante el basculamiento.

Otras medidas que aumentan la estabilidad del vehículo

son:

- montaje de un calzo del bogie. Como alternativa, sepuede asegurar que se vacíen los fuelles de aire duranteel basculamiento.

- montaje de un estabilizador de basculamiento.

- aumento de la rigidez torsional del voladizo trasero.

ADVERTENCIA!Estabilidad de camiones volquete

con suspensión neumática: losfuelles neumáticos se deben vaciarpara asegurar una buena estabilidaddurante el basculamiento.



Cálculo


Estabilidad de grúas

La estabilidad viene determinada por el vehículo, la carga

en la grúa, la dirección de trabajo, las patas de apoyo y el

suelo.

El mismo factor de estabilidad se aplica a las grúas

montadas en la parte trasera que para las grúas emplazadasdetrás de la cabina.

Factor de estabilidad

Un principio importante:

Todos los pesos que actúan sobre el "lado del vehículo" de

la línea de vuelco son siempre momentos estabilizadores.

Todos los pesos que actúan sobre el lado de la línea de

vuelco opuesto al del vehículo son siempre momentos de

vuelco.

Si comparamos el total de los momentos estabilizadorescon el total de los momentos de vuelco, obtenemos un

factor de estabilidad (n).

El factor calculado "n" debe ser de al menos 1,4 para

brindar una buena estabilidad.

En algunos países basta con un cálculo, pero lo más

importante no es el cálculo sino la prueba de estabilidad.

Una propuesta para una nueva norma europea sugiere una

prueba de carga de 1,25 de la carga máxima y la

realización de pruebas alrededor de toda la zona de

oscilación.

Momento estabilizador, total= n

Momento de vuelco, total

b 1 2 9 3 9 2

ADVERTENCIA!El operador de la grúa es quien debeasegurarse de que la estabilidad sea

suficiente en cada situación.



Cálculo


Ejemplo de cálculo del factor de estabilidad

Grúa montada detrás de la cabina

Diagrama de cálculo para una grúa montada detrás de la

cabina

G1= Peso de las barras de prolongación con las dos patas

de apoyo + accesorios de montaje y aceite

G2= Peso de la grúa sin pata de apoyo

P = Máxima capacidad de elevación de la grúa a la

longitud máxima del brazo

M1= Peso del vehículo descargado sobre el eje delantero

M2= Peso del vehículo descargado sobre el eje trasero,

que es:

Grúa montada detrás de la cabina y pata de apoyo

adicional en vehículo de 3 ejes

Diagrama de cálculo para una grúa montada detrás de la

cabina y vehículo de 3 ejes



G2= Peso de la grúa sin pata de apoyoG4= Peso de pata de apoyo adicional





que es:

M1xD + G1xA + M2xC + G2xE= n

P x B

M1xD + G1xA + M2xC + G2xE + G4xF= n

P x B

b 1 2 9

2 3 9

b 1 2 9 2 3 8



Cálculo


Grúa montada detrás de la cabina y pata de apoyo

adicional en vehículo de 4 ejes (ejes delanteros dobles)

Diagrama de cálculo para vehículo de 4 ejes (ejes

delanteros dobles).

Obsérvese que el peso M1 está situado entre los ejes

delanteros.




G4= Peso de pata de apoyo adicional





que es:

Nota: si la medida E está del otro lado de la línea de vuelco

según el diagrama, G2xE se debe colocar debajo de la

línea en la ecuación (es decir, en el denominador).


P x B b 1 2 9 2 3 7



Cálculo


Grúa montada en la parte trasera

Nota: la línea de vuelco en el diagrama pasa por el centro

de la grúa. Por lo tanto, no se debe incluir G1 (peso de la

pata de apoyo, equipo, etc.) en el cálculo.

Al elevar hacia la parte trasera, la estabilidad puede ser

muy importante. Si la grúa se utiliza para elevar cargas

pesadas, es posible que se produzcan tensiones muy

grandes en el bastidor del chasis.

El operador de la grúa es quien debe asegurarse de que la

estabilidad sea suficiente en cada situación. No se debe

nunca utilizar la grúa cuando está elevado el eje portador

del vehículo.

Nota: la línea de vuelco en el diagrama pasa por el centro

del eje delantero. Por lo tanto, no se debe incluir el peso del

eje delantero M1 en el cálculo.

M2xC + M1xD= n

P x B + G2xE

G1xA + M2xC + G2xE= n

P x B

b 1 2 9 2 3 6

b 1 2 9 2 3

5



Cálculo


Grúa montada en parte trasera con un par adicional de

patas de apoyo




G4= Peso de pata de apoyo adicional





que es:

Nota: si la medida E está del otro lado de la línea de vuelco

según el diagrama, G2xE se debe colocar debajo de la

línea en la ecuación (es decir, en el denominador).

Estabilidad para vehículos ADR

Para los tipos FX, OL y AT de vehículos ADR que deben

cumplir con el reglamento de ADR R111, se requiere un

cálculo y/o una prueba para verificar que se hayan

satisfecho los requisitos de estabilidad.

Los distribuidores y concesionarios Scania cuentan con un

programa de cálculo en PC para estos tipos de cálculos de

estabilidad.


P x B

b 1 2 9 2 4 1



Cálculo

Resistencia

Cálculo de la tensión de flexión

El dimensionado de los bastidores auxiliares es una

cuestión tanto del cálculo teórico de la tensión que puede

surgir, como de la experiencia práctica. En algunos casos

un cálculo estático de la tensión puede ser útil para estimar

el nivel de tensión comparado con un diseño conocido.

Por ejemplo, puede resultar importante estimar la tensión

en el voladizo trasero que provoca una grúa montada en la

parte trasera. La ecuación siguiente puede ser de

aplicación en tales casos.

Todas las recomendaciones se basan en el uso de

bastidores auxiliares de acero.

Si se emplea otro material, como el aluminio, el

dimensionado y el diseño se deberán realizar con

referencia a las propiedades de ese material.

Acoplamiento de la grúa

El cálculo se debe basar en la carga estática máxima junto

con las fuerzas estáticas y dinámicas de la grúa.

El resultado del cálculo no debe exceder del 80 % del

límite elástico del bastidor.

σ M

W -----=

σ = tensión de flexión

M = momento de flexión

W = momento de resistencia

Manual de Carroceria Scania

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