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DOCUMENTO Nº1: MEMORIA

ÍNDICE GENERAL

1.1 Memoria descriptiva pág. 2

1.2 Cálculos pág. 280

1.3 Anejos pág. 329

2

1.1 MEMORIA DESCRIPTIVA

3

1.1 MEMORIA DESCRIPTIVA

ÍNDICE GENERAL

1.1.1. Panorama actual de los sistemas de transmisión en vehículos pág. 8

1.1.1.1. El embrague pág. 8

1.1.1.1.1. Necesidad del embrague pág. 8

1.1.1.1.2. Realización del embrague de fricción pág. 10

1.1.1.1.3. Disco de embrague pág. 14

1.1.1.1.4. Mecanismo de embrague pág. 18

1.1.1.1.5. Embrague de diafragma pág. 20

1.1.1.1.6. Accionamiento del embrague pág. 27

1.1.1.1.7. Embragues automáticos pág. 35

1.1.1.1.7.1. Embrague centrífugo pág. 35

1.1.1.1.7.2. Embrague electromagnético pág. 38

1.1.1.1.7.3. Embrague automático servocomandado pág. 40

1.1.1.1.7.4. Embrague pilotado electrónicamente pág. 43

1.1.1.1.7.5. Embrague hidráulico pág. 46

1.1.1.2. La caja de cambios pág. 52

4

1.1.1.2.1. Necesidad técnica del cambio de velocidades pág. 52

1.1.1.2.2. Determinación de las relaciones del cambio pág. 57

1.1.1.2.3. La caja de cambios elemental pág. 60

1.1.1.2.4. Constitución de la caja de velocidades pág. 65

1.1.1.2.5. Funcionamiento de la caja de velocidades pág. 70

1.1.1.2.6. Sincronizadores pág. 76

1.1.1.2.7. Sincronizadores absolutos pág. 81

1.1.1.2.8. Cajas de cambio de dos ejes pág. 92

1.1.1.2.9. Supermarchas pág. 101

1.1.1.2.10. Sistemas de mando en las cajas de velocidades pág. 105

1.1.1.2.11. Características de las cajas de cambio pág. 113

1.1.1.2.12. Transmisiones automáticas pág. 118

1.1.1.2.12.1. Convertidor hidráulico de par pág. 118

1.1.1.2.12.2. Cajas de cambio automáticas pág. 123

1.1.1.2.12.3. Engranajes epicicloidales pág. 130

1.1.1.2.12.4. Combinación de trenes epicicloidales pág. 133

1.1.1.2.12.5. Elementos mecánicos de mando del

cambio automático pág. 142

1.1.1.2.12.6. Elementos hidráulicos de mando pág. 149

5

1.1.1.2.12.7. Funcionamiento del sistema hidráulico pág. 159

1.1.1.2.12.8. Elementos eléctricos de mando pág. 169

1.1.1.2.12.9. Cambio automático por variador continuo pág. 172

1.1.1.2.12.10. Cambio automático DSG pág. 176

1.1.1.3. Transmisión del movimiento a las ruedas pág. 181

1.1.1.3.1. Árbol de transmisión pág. 181

1.1.1.3.2. Juntas universales pág. 185

1.1.1.3.3. Puente trasero pág. 190

1.1.1.3.4. Diferencial pág. 196

1.1.1.3.5. Diferencial autoblocante pág. 202

1.1.1.3.5.1. Diferenciales de deslizamiento limitado pág. 205

1.1.1.3.5.2. Diferencial Torsen pág. 217

1.1.1.3.5.3. Diferenciales de deslizamiento

controlado (embragues multidisco) pág. 222

1.1.1.3.6. Transmisión directa a las ruedas pág. 225

1.1.1.4. Sistema de propulsión pág. 232

1.1.1.4.1. Propulsión del vehículo pág. 232

1.1.1.4.2. Propulsión pág. 234

1.1.1.4.2.1. Propulsión doble pág. 240

6

1.1.1.4.2.2. Motor trasero pág. 241

1.1.1.4.3. Tracción pág. 243

1.1.1.4.4. Propulsión total pág. 245

1.1.1.4.4.1. Transmisión permanente a un eje con

conexión manual del otro pág. 246

1.1.1.4.4.2. Transmisión 4x4 permanente pág. 250

1.1.2. La transmisión en un vehículo Fórmula S.A.E. pág. 253

1.1.2.1. Introducción pág. 253

1.1.2.2. El conjunto de la transmisión pág. 253

1.1.2.3. El sistema de propulsión pág. 256

1.1.2.3.1. Tracción pág. 256

1.1.2.3.2. Propulsión total pág. 258

1.1.2.3.3. Propulsión pág. 259

1.1.2.4. El diferencial pág. 261

1.1.2.4.1 El diferencial en competición pág. 263

1.1.2.4.2. Tipos y funcionamiento pág. 266

1.1.2.4.2.1. Diferenciales de fricción pág. 266

1.1.2.4.2.2. Diferenciales viscosos pág. 268

1.1.2.4.2.3. Diferenciales Torsen pág. 270

7

1.1.2.5. Palieres y juntas homocinéticas pág. 273

1.1.3. Agradecimientos pág. 275

1.1.4. Bibliografía pág. 276

8

1.1.1. PANORAMA ACTUAL DE LOS

SISTEMAS DE TRANSMISIÓN EN VEHÍCULOS

1.1.1.1. EL EMBRAGUE

1.1.1.1.1. Necesidad del embrague

La fuerza necesaria para propulsar un vehículo es proporcionada por el motor, cuyo

giro se transmite a las ruedas a través de un conjunto de mecanismos que

constituyen el sistema de transmisión (fig. 1.1). Las ruedas, apoyándose en la

superficie de la carretera se adhieren a ella, rodando y comunicando al vehículo un

empuje que se traduce en movimiento del mismo.

Constituye un requisito esencial la necesidad de desconectar la transmisión del

movimiento desde el motor a las ruedas, o conectarla suavemente cuando el

vehículo deba arrancar desde el reposo y, con este fin, se dispone el mecanismo

del embrague formando parte del sistema de transmisión.

La misión del embrague es la de cortar o transmitir el giro desde el motor hasta las

ruedas, a voluntad del conductor, para que el vehículo pueda desplazarse cuando

lo desee aquél, o permanecer detenido con el motor en marcha, así como efectuar

el cambio de relación en la caja de velocidades sin necesidad de parar el motor.

9

El embrague debe ser lo suficientemente resistente como para poder transmitir todo

el esfuerzo de rotación del motor (par motor) a las ruedas y lo suficientemente

rápido y seguro como para efectuar el cambio de relación en la caja, sin que la

marcha del vehículo sufra un retraso apreciable. Además de esto, debe reunir las

cualidades de ser progresivo y elástico para que no se produzcan tirones ni

brusquedades al ponerse en movimiento el vehículo partiendo de la situación de

parado, ni cuando se varíe el régimen del motor en las aceleraciones o retenciones.

Aunque existen diferentes tipos de embrague, todos ellos pueden ser agrupados en

tres clases: de fricción, electromagnéticos e hidráulicos. Los primeros basan su

funcionamiento en la adherencia de dos piezas, cuyo efecto produce una unión

entre ellas que equivale a considerarlas una sola. En los embragues hidráulicos, el

elemento de unión es el aceite. Los electromagnéticos son los menos utilizados y

basan su acción en los efectos de los campos magnéticos.

El embrague está situado entre el volante motor y la caja de velocidades,

accionándose por medio de un pedal que gobierna el conductor con su pie

izquierdo. Con el pedal suelto, el giro del motor se transmite a las ruedas,

diciéndose entonces que está embragado. Cuando el conductor pisa el pedal del

embrague, el giro del motor no se transmite a las ruedas, diciéndose entonces que

está desembragado. En la posición de parcialmente embragado permite realizar

una transmisión de movimiento progresiva. El embrague es, por tanto, un

transmisor de par motor.

10

Figura 1.1. Sistema de transmisión

1.1.1.1.2. Realización del embrague de fricción

El embrague de fricción está constituido por una parte motriz, que transmite el giro

a la parte conducida, utilizando a tal efecto la adherencia existente entre estos dos

elementos, a los cuales está aplicada una

determinada presión que los acopla fuertemente

uno contra otro.

En la figura 1.2 se ha representado

esquemáticamente la disposición de un

embrague de fricción, donde puede verse el

volante motor (B) en el que se apoya (por

mediación de un casquillo de bronce) el eje

primario (C) de la caja de velocidades. Sobre un

Figura 1.2. Representación esquemática de

un embrague de fricción

11

estriado de este eje, se monta deslizante el disco de embrague (A), que recibe por

sus dos caras laterales unos anillos de amianto impregnados de resina sintética y

prensados en armazón de hilos de cobre, que son aplicados fuertemente contra la

cara del volante por el plato de presión (D) que, a su vez, es empujado por los

muelles (E), repartidos por todo el plato de presión y que por su otro extremo se

apoyan en la carcasa de embrague (F), que se mantiene sujeta al volante motor por

medio de tornillos, girando con él y obligando a hacerla a su vez al plato de presión

(D) que, por tanto, gira solidario del volante motor. El plato de presión (D) puede ser

desplazado hacia la derecha por medio de las patillas (H), que basculan sobre su

eje de giro en la carcasa del embrague. Este conjunto se encierra en un cárter

formado por el bloque motor y la caja de velocidades, para protegerlo del polvo.

Cuando el conductor pisa el pedal del embrague, un mecanismo de palanca

articulada (J) desplaza a la izquierda el tope o collarín de embrague (G) (cojinete

axial), que a su vez mueve las patillas (H), que basculando sobre su eje de giro

tiran por su otro extremo del plato de presión (D), que se desplaza hacia la derecha

venciendo la acción de los muelles (E). El desplazamiento del plato de presión hace

que el disco (A) quede en libertad y, por ello, aunque el motor esté en marcha, su

giro no se transmite al disco, por lo que el movimiento no llega a la caja de

velocidades y, por tanto, a las ruedas, es decir, el volante motor giraría y con él la

carcasa de embrague y el plato de presión, pero no el disco, puesto que no hay

apriete contra el volante por parte del plato de presión y, por tanto, está libre.

Si el conductor suelta el pedal del embrague, el tope (G) se desplaza hacia la

derecha por mediación del mecanismo de palanca (J). En estas condiciones, los

12

muelles (E) empujan hacia la izquierda al plato de presión (D), que puede

desplazarse porque el tope (G) no ejerce presión en las patillas (H). El apriete del

plato (D) hace que el disco (A) quede aprisionado entre él y el volante (B). Debido a

esta presión y al material de elevada adherencia de que están hechos los forros del

disco, se efectúa una unión rígida entre el volante y el disco, por lo que el giro de

aquél es transmitido a éste, que a su vez hace girar al primario (C) de la caja de

velocidades, al que está unido por estrías, pasando así el giro de este eje a la caja

y de ésta a las ruedas.

La figura 1.3 muestra las posiciones de embragado y des embragado del

mecanismo, donde se aprecia que en la primera de ellas el disco de embrague A es

aprisionado contra el volante por medio de la maza de embrague (D), que en esta

situación se aplica contra el disco bajo la acción de los muelles (E). En la posición

de desembragado, al accionar el mando del embrague la maza de embrague es

obligada a desplazarse a la derecha por medio del tope de embrague (G) y las

patillas de accionamiento (H), comprimiendo los muelles (E). En esta situación, el

disco queda en libertad, sin ser oprimido contra el volante motor.

Cuando se desea iniciar la marcha de un vehículo que se encuentra detenido es

necesario vencer la inercia debida a su peso, lo que se traduce en un par resistente

importante, que es preciso superar desarrollando un par motor superior, lo que

solamente se obtiene en los motores de combustión a partir de un cierto régimen.

Por esta causa, una maniobra rápida de embrague, que implique un acoplamiento

brusco, produce el "calado" del motor, que girando a ralentí no es capaz de superar

el par resistente. Por el contrario, el patinado del disco en la maniobra suave de

13

embragado contribuye a dar progresividad a esta acción y su suavidad al arranque.

Figura 1.3. Posiciones de embragado (izquierda) y desembragado (derecha)

En la figura 1.4 puede verse en sección la

disposición de un embrague de fricción, donde

se aprecia el emplazamiento del disco de

embrague (A) entre el volante del motor (B) y el

plato de presión (C), cuyos muelles le empujan

apoyándose en la carcasa de embrague (D),

fijada al volante motor.

Con el fin de que no se produzca un

deslizamiento relativo entre el disco y el volante

motor durante la transmisión del movimiento, es Figura 1.4. Embrague de fricción

seccionado

14

necesario que la presión ejercida por los muelles y la adherencia de las superficies

de contacto sea la adecuada, debiendo establecerse en base al par motor máximo

que deba transmitirse.

Cuando un embrague no es capaz de transmitir todo el par desarrollado por el

motor, se produce un deslizamiento entre las superficies de contacto (disco, volante

y plato de presión), con rozamiento y desarrollo de calor que deteriora rápidamente

el material adherente del disco.

1.1.1.1.3. Disco de embrague

Como el disco de embrague debe transmitir a la caja de velocidades y a las ruedas

todo el esfuerzo de rotación del motor, sin que se produzcan resbalamientos, se

comprende que sus forros deban ser de un material que se adhiera fácilmente a las

superficies metálicas y sea muy resistente al desgaste por frotamiento y al calor. El

más empleado es el formado en base de amianto, como ya se dijo, llamado ferodo,

que se sujeta al disco por medio de remaches (fig. 1.5), cuyas cabezas quedan

incrustadas en el mismo ferodo por medio de avellanados practicados en él, para

evitar que rocen con el volante motor y con el plato de presión, a los que podrían

dañar.

15

Figura 1.5. Fijación de los forros al disco de embrague

El dimensionado del disco de embrague es una de sus características primordiales

y depende de la aplicación a un determinado vehículo, fundamentalmente del par a

transmitir y del esfuerzo resistente (peso del vehículo). En este dimensionado se

dan los valores del diámetro exterior y el espesor del conjunto de guarniciones.

Para dar flexibilidad al acoplamiento del disco con el volante en las maniobras de

embragado y hacer la unión progresivamente, para que no se produzcan tirones en

la marcha, debidos a los distintos regímenes del motor y las ruedas, se dispone el

disco de manera que el cubo estriado (A) (fig. 1.6), que se monta en el eje primario

de la caja de velocidades, se une al plato (B) al que se fijan los forros, por medio de

los muelles (C). El plato (B) está provisto de unos cortes radiales (D) en toda su

periferia y cada una de las lengüetas E formadas así se doblan en uno y otro

sentido, como muestra el detalle de esta figura.

16

Figura 1.6. Estructura de un disco de

embrague

La figura 1.7 muestra esquemáticamente y en sección la disposición de los

componentes de un disco de embrague. Las guarnituras (G) se unen al plato (T) o

cuerpo del disco, que se enlaza con el cubo por medio de los muelles (R),

repartidos en toda la circunferencia de unión. De esta forma, la transmisión del giro

desde las guarniciones al cubo estriado (y por tanto al eje primario), se realiza de

una manera elástica, por medio de los muelles.

Figura 1.7. Dispositivo de progresividad del disco de embrague

17

Constituido así el disco, cuando el conductor suelta el pedal del embrague, el

apriete contra el volante se realiza progresivamente, debido a la flexibilidad de las

lengüetas (E) (fig. 1.6), dobladas en sentido contrario unas de otras. El giro del

volante motor no se transmite bruscamente al eje primario, pues estando este eje

parado (caso de estar el vehículo detenido), cuando el volante comienza a arrastrar

al disco los muelles (C) actúan de amortiguadores, ya que el manguito estriado (A)

tiende a quedarse quieto, por estarlo el eje primario, al que va unido por estrías.

No obstante, a pesar de esta disposición del disco, la operación de embragar

deberá realizarse progresivamente y con lentitud, para que al principio exista

resbalamiento entre el volante del motor y el disco de embrague, con el fin de que

el movimiento de aquél se transmita progresivamente a las ruedas, pues si se

pretende acoplar bruscamente este movimiento (por ejemplo soltando el pedal del

embrague súbitamente, estando el vehículo detenido con el motor en marcha), se

producirá el "calado" del motor, pues es mucha la potencia que debe desarrollar

para empezar a mover el vehículo venciendo la inercia debida a su peso. Una vez

el vehículo en movimiento, el pedal debe quedar completamente suelto, para que

no exista resbalamiento entre el volante motor y el disco de embrague.

En el momento de embragar, el disco debe girar cada vez más rápido hasta

alcanzar el régimen de giro del motor, arrastrando consigo a las ruedas por medio

del sistema de transmisión. Como consecuencia de este funcionamiento, se

produce un deslizamiento en estas circunstancias, que no debe dañar al disco,

dadas las características de construcción del mismo. No ocurre lo mismo cuando el

deslizamiento continúa después de realizada la maniobra de embrague. En estas

18

condiciones, debido al rozamiento entre las superficies de contacto, se produce un

calentamiento excesivo de los forros del disco, que puede llegar incluso a

quemarlos, diciéndose entonces que el embrague patina.

1.1.1.1.4. Mecanismo de embrague

El acoplamiento del disco de embrague contra el volante motor se realiza por medio

de un conjunto de piezas que recibe el nombre de mecanismo de embrague. De

este conjunto forma parte el plato de presión o maza de embrague, que es un disco

de acero con forma de corona circular, que se acopla al disco de embrague por la

cara opuesta al volante motor, como se vio en (C) de la figura 1.4. Por su cara

externa se une a la carcasa con interposición de muelles helicoidales, que ejercen

la presión sobre el plato para aplicarlo fuertemente contra el disco.

La carcasa de embrague constituye la cubierta del mismo, y en ella se alojan los

muelles helicoidales y las patillas de accionamiento, a través de los cuales se

realiza la unión de la carcasa o envolvente y el plato de presión. Esta envolvente se

fija al volante motor en su periferia por medio de tornillos.

Los muelles realizan el esfuerzo necesario para aprisionar al disco de embrague

entre el volante motor y el plato de presión, al cual empujan contra el primero,

apoyándose por su otro extremo sobre la carcasa. Se disponen circularmente y en

número de seis generalmente, de manera que resulte una presión uniforme sobre la

maza.

19

Carrera (mm)

La figura 1.8 muestra el gráfico

correspondiente a la curva

característica (en este caso una

recta) de los muelles de presión,

donde se observa que el esfuerzo

necesario para el desembrague

aumenta conforme lo hace el

recorrido del pedal. El punto (A) corresponde a la

posición de embragado, donde la presión ejercida

por los muelles es (P2), y el punto (D) corresponde

al desembrague, en la que los muelles ejercen

una presión (P1) superior a la anterior. La distancia

(C) es la carrera de desembrague.

Cuando se desgasta el disco de embrague por el

uso, los muelles se estiran, ya que para disco

nuevo son montados parcialmente comprimidos.

Con este desgaste, los muelles ocupan un

espacio libre mayor y, por ello, la presión ejercida es menor. Sobre el gráfico se

comprueba que para un desgaste (U), el punto de embrague (A) pasa a la posición

(A1), a la que corresponde una presión (P3) menor, debido a la distensión de los

muelles. Como la carrera de desembrague es invariable, el punto (D) queda

desplazado a (D1), y a medida que el disco de embrague se desgaste más, los

puntos (A) y (D) se desplazarán a la izquierda, pudiendo llegar un momento en que

Figura 1.9. Disposición de montaje y

accionamiento del embrague

Figura 1.8. Gráfica de esfuerzos en el mando del

embrague

P (kg)

20

el punto de desembrague (D) alcance la posición (A) y, si el desgaste prosigue, la

carga del plato puede llegar a un mínimo inaceptable, lo que obligará a cambiar el

disco.

Los desplazamientos de la maza de embrague contra la acción de los muelles, en

las operaciones de desembragado, se obtienen por medio de unas patillas de

accionamiento. En la figura 1.9 puede verse la disposición adoptada por estas

patillas (A), que al desplazarse a la izquierda bajo la acción del tope (T) en la

operación de desembragado, tiran hacia la derecha del tomillo (B), que en su

movimiento arrastra consigo al plato de presión, al cual está unido por su cabeza.

Generalmente estas patillas se disponen en número de tres y su brazo de palanca

es el más adecuado para efectuar el esfuerzo necesario para el accionamiento del

embrague, sin que por ello deban someterse a cargas excesivas.

1.1.1.1.5. Embrague de diafragma

En la actualidad, los embragues

del tipo de muelles han sido

sustituidos por los de diafragma,

como el representado en

despiece en la figura 1.10, donde

puede verse el conjunto de

embrague 3, formado por la

carcasa, el diafragma (que sustituye a los muelles helicoidales), y la maza de

Figura 1.10. Despiece de un embrague de diafragma

21

embrague, que presiona al disco de embrague 4 contra el volante motor 5 en

posición de reposo del mecanismo, en la cual la horquilla de desembrague 1

mantiene al tope de embrague 2 retirado del mecanismo. En la figura 1.11, puede

verse que el diafragma (A) lo constituye un disco de acero especial con forma

cónica, dotado de unos cortes radiales, cuya elasticidad causa la presión necesaria,

que aplica la maza de embrague (B) contra el disco (C).

El plato de presión (B) se une a la carcasa de embrague (D), por medio de unas

láminas elásticas (F), que la mantienen en posición, al mismo tiempo que permiten

el desplazamiento axial necesario para las acciones de embragado y

desembragado. A la misma carcasa se une el diafragma por medio de los rema-

ches (G) y los aros (E), emplazados ambos en la zona media del anillo circular que

Figura 1.12. Detalle de fijación del diafragma Figura 1.11. Constitución de un embrague de

diafragma

22

constituye el diafragma.

La figura 1.12 muestra el detalle de esta unión, realizada de manera que, en

reposo, la zona periférica del diafragma ejerce presión sobre la maza de embrague,

como indica la flecha, apoyándose entre los aros elásticos y la fijación del remache,

en cuya zona se ejerce la reacción correspondiente. En las maniobras de

desembrague, el tope axial se aplica contra las puntas del diafragma, que

soportado en la fijación del remache hace que la periferia se desplace hacia atrás,

liberando de presión a la maza.

En otros modelos de embrague, la fijación del diafragma a la carcasa se realiza por

medio de un engatillado, como muestra la figura 1.13, en la que puede verse que el

diafragma 2 se fija a la carcasa 1 en el engatillado 4 que hace de punto de apoyo

para los movimientos del diafragma. En esta misma figura puede verse con detalle

la unión de la maza de embrague 3 a la carcasa 1 por medio de las lengüetas 5,

fijadas a ambas piezas por medio de los remaches.

Figura 1.13. Fijación y posicionamiento

del diafragma de un embrague

23

El diafragma lo constituye un disco delgado de acero con forma de cono (fig. 1.14),

en el que puede distinguirse una corona circular (la exterior) y varios dedos

elásticos, que hacen la función de las patillas en los embragues de muelles,

transmitiendo la presión aplicada a sus extremos a la corona, que actúa sobre el

plato de presión sustituyendo a los muelles de los embragues convencionales.

Figura 1.14. Configuración del diafragma

En la figura 1.15 se muestra en esquema este tipo de embrague, donde puede

verse que el diafragma (A) se aplica por su periferia a la maza de embrague (B),

fijándose a la carcasa (C) en varios puntos (D). En la posición de reposo, el

diafragma se fuerza para montarlo casi plano, por lo que al tratar de recuperar su

forma cónica, la elasticidad de la membrana oprime el disco de embrague, por

medio de la maza, contra la cual está aplicada. Cuando el conductor realiza la

maniobra del desembrague, el tope (T) se desplaza a la izquierda, empujando el

diafragma de su centro hacia ese mismo lado, con lo cual, basculando en los pun-

tos de unión (D) a la carcasa, se desplaza de su periferia hacia la derecha,

Posición de los remaches

24

invirtiéndose la posición de su conicidad y dejando de ejercer presión sobre la maza

de embrague, con lo cual el disco queda en libertad. En el detalle de esta misma

figura pueden verse las posiciones de embragado y desembragado respectiva-

mente, así como la línea de transmisión del movimiento.

Figura 1.15. Disposición de montaje del embrague de diafragma

Dadas las características del diafragma, la curva de esfuerzos que se obtiene es la

representada en la figura 1.16. Como en el montaje se fuerza el diafragma para que

en posición de embragado quede plano, la presión que realiza sobre el disco es (P

1) (punto A del gráfico), tendiendo su elasticidad a llevarlo a la posición (C)

impuesta por su propia conicidad, como muestran los pequeños esquemas por

A

25

encima del gráfico.

El esfuerzo necesario para desembragar debería crecer instantáneamente de (O)

hasta (A); pero en la práctica, debido a la elasticidad de los dedos del diafragma,

existe una pequeña carrera del pedal (L-O), durante la cual se llega al esfuerzo (P

1), en cuyo valor se equilibra el esfuerzo que ejerce el diafragma sobre el disco, con

el realizado sobre el pedal. A partir de aquí, a medida que se pisa más el pedal de

embrague, el esfuerzo va decreciendo hasta un valor mínimo y creciendo otra vez

hasta el punto (B), que representa el final de la carrera de desembrague, donde la

conicidad del diafragma se ha invertido ya.

Figura 1.16. Curva de esfuerzos de un embrague de

diafragma

De esta manera, a medida que se va desgastando el disco, el diafragma va

tomando una posición cónica en situación de embragado, trasladándose el punto

(A) hacia la izquierda de la curva, tanto más cuanto mayor sea el desgaste del

disco. La nueva posición de embragado es ahora (A2), en la que el diafragma pre-

senta una cierta conicidad y, como la carrera de desembrague es siempre la

misma, la posición de desembragado está ahora en (B2). Con esto se obtiene una

26

mayor carga del plato sobre el disco de embrague en la posición de embragado, y

si continúa el desgaste del disco, llegará hasta un valor máximo para decrecer

luego hasta alcanzar en (C) el mismo valor que en (A), cuando se llega al fin del

desgaste del disco. Para este máximo desgaste, la posición de embragado será

(C), y (A) la de desembragado. Así pues, a medida que se desgasta el disco, va

aumentando la presión que el diafragma ejerce sobre él en posición de embragado,

por ir tomando una mayor conicidad. En consecuencia, también aumenta el

esfuerzo necesario para desembragar que debe realizar el conductor sobre el pedal

de embrague.

Comparando esta curva de esfuerzos con la

correspondiente a los embragues convencionales de

muelles, como la representada en la figura 1.8, puede

deducirse que el diafragma requiere un menor esfuerzo

de maniobra y, al mismo tiempo, con el desgaste del

disco aumenta la presión de apriete, mientras que en el

de muelles decrece considerablemente. Por todo ello

puede afirmarse que el rendimiento de un embrague de

diafragma es superior al de otro de muelles. Además de

esto, el diafragma presenta importantes ventajas con

respecto a los muelles, de entre las que podemos des-

tacar:

• Resulta más sencilla su construcción.

Figura 1.17. Embrague accionado

tirando del diafragma

27

• La fuerza ejercida sobre el plato de presión está repartida de manera más

uniforme.

• Resulta más fácil de equilibrar.

• Se requiere un menor esfuerzo en la acción de desembragado.

En algunos embragues se dispone el diafragma como muestra la figura 1.17, de

manera que la acción de desembragado se obtiene tirando del tope de embrague,

el cual está acoplado a las puntas del diafragma, de las que tira en esta maniobra

(detalle superior en la figura), arrastrando en esa dirección a la maza de embrague.

Cuando se suelta el pedal de embrague, la horquilla de mando retrocede y deja de

tirar de las puntas del diafragma, que ahora recobra su posición de reposo (detalle

inferior en la figura), presionando a la maza contra el disco de embrague.

1.1.1.1.6. Accionamiento del embrague

Para ejecutar las maniobras de embrague, se dispone un sistema de mando cuyo

accionamiento puede ser puramente mecánico o bien hidráulico.

El sistema de accionamiento mecánico se ha representado en la figura 1.18, donde

puede verse que el pedal de embrague (9) está unido a un cable de acero (4), que

por su extremo opuesto se acopla a la horquilla de embrague (3), capaz de producir

el desplazamiento del tope de embrague (2). En posición de reposo (pedal suelto),

el tope de pedal (6) y el muelle (7) determinan la posición del pedal como se ha

representado en la figura. En estas condiciones, la horquilla (3) se mantiene

28

retirada, junto con el tope (2), sin atacar el diafragma a una cierta distancia (1), que

constituye la llamada guarda de embrague y puede ser regulada con el tornillo (5).

En cuanto se acciona el pedal (9), girando en el eje (8) arrastra el cable (4), que tira

de la horquilla de embrague (3) por su extremo inferior y produce el desplazamiento

del tope (2), con la consiguiente deformación del diafragma. Los movimientos del

pedal y la horquilla de mando se realizan sobre las articulaciones de que están

provistos ambos.

Al soltar el pedal de embrague, el tope se desplaza hacia la derecha por la fuerza

que sobre él ejerce el diafragma, que tiende a recuperar su posición inicial. Este

empuje se transmite al cable, que hace retornar el pedal a su posición de reposo,

impuesta por el tope (6) y muelle (7). En los modelos de embrague con

accionamiento del diafragma por "tirado" del mismo, la acción del cable sobre la

horquilla es contraria a la de esta figura.

Figura 1.18. Sistema de mando del embrague

29

La figura 1.19 muestra una de las disposiciones de montaje de la horquilla y el tope

de embrague, el cual está constituido por un rodamiento de bolas, cuya pista

interior (3) está provista de un saliente para el accionamiento del diafragma. La

pista exterior (2) forma parte de la envoltura del rodamiento, que interiormente se

desliza sobre el casquillo (4), que rodea el eje primario (5) de la caja de

velocidades. El deslizamiento a izquierda y derecha del tope de embrague se logra

por la acción de la horquilla (1), articulada en el eje de giro (6). De esta forma no se

produce rozamiento entre el tope de embrague y las puntas del diafragma en las

acciones de embragado y desembragado.

En el sistema clásico de mando del

embrague por cable, pueden

establecerse dos tipos: los de apoyo

constante del cojinete de empuje sobre

el tope de embrague y los de guarda en

el cojinete de empuje, como los tratados

hasta aquí, en los que el cojinete de

empuje se mantiene retirado del

diafragma en la posición de reposo,

mediante la acción de un muelle

acoplado a la horquilla de desembrague,

como muestra la figura 1.18. En esta

situación, el pedal ocupa su posición de

reposo contra el tope correspondiente,

Figura 1.19. Disposición de montaje de la horquilla de

desembrague

30

gracias a la acción del muelle antagonista, dejando en libertad el cable, del que tira

la palanca de desembrague. En la punta del cable, en su acoplamiento a la

horquilla de desembrague se dispone el ajustador de la guarda de desembrague,

con cuyo reglaje se determina la posición del tope de empuje sobre el diafragma.

En otros casos, el sistema de mando determina un apoyo constante del cojinete de

empuje sobre el tope, suprimiéndose la guarda de desembrague, con lo que se

elimina el recorrido en vacío del pedal en esta maniobra. La figura 1.20 muestra

una de estas disposiciones, donde puede verse que el pedal es solicitado por el

muelle (R), tirando a su vez del cable y palanca de desembrague (L), aplicando el

tope (B) contra el diafragma, sobre el que se mantiene en contacto permanente. De

esta forma, el pedal queda retirado de su tope (F) en posición de reposo, quedando

entre ambos una guarda y que puede ser regulada con el correspondiente tornillo

de la punta del cable en su unión a la palanca de desembrague.

Figura 1.20. Sistema de mando del embrague con apoyo constante

31

Figura 1.21. Mando de embrague con recuperación automática del juego de acoplamiento

En los vehículos actuales es muy utilizado un sistema de mando del embrague con

recuperación automática del juego de acoplamiento. La figura 1.21 muestra este

dispositivo, donde puede verse que el pedal está provisto de un trinquete (B), que

se mantiene enclavado en el sector (A) por la acción de un muelle, de manera que

cuando se pisa el pedal (H), el trinquete obliga al sector a seguir su movimiento

(hacia la izquierda) tirando del cable (G), que por su extremo opuesto tira de la

horquilla de desembrague (C), que basculando en su eje de giro, aplica el tope de

embrague (F) contra el diafragma para ejecutar la maniobra del desembrague. Con

el pedal suelto, la acción del muelle (J) sobre el sector dentado (A), tiende a man-

tener el cable tensado por resbalamiento del trinquete en los dientes de sierra del

sector, con lo cual queda absorbido el juego de acoplamiento entre el cojinete de

empuje y el diafragma de una manera automática, a medida que se va produciendo

32

desgaste del disco de embrague.

La figura 1.22 muestra una variante de este sistema, en la que el trinquete se

dispone en el propio pedal y el sector dentado se acopla a él por medio de una

bieleta fijada al eje del pedal. En posición de reposo, la bieleta apoya en un tope

(detalle de la izquierda), desacoplando el sector del trinquete, con lo cual el muelle

antagonista tensa el cable de mando. Cuando se pisa el pedal, la bieleta se

despega del tope (detalle central) acoplando los dentados del sector y del trinquete.

Seguidamente, a medida que se desplaza más el pedal, el sector tira del cable de

mando para producir el desembrague (detalle de la derecha).

Figura 1.22. Fases del funcionamiento del dispositivo de recuperación automática

Con cualquiera de estas disposiciones se consigue mantener el tope de embrague

en apoyo constante con el diafragma, a pesar del progresivo desgaste del disco de

embrague, por lo cual queda suprimida la operación de reglaje de la guarda de

embrague, que será descrita posteriormente.

Eje principal

33

Las longitudes de la horquilla de desembrague y del pedal, con respecto a sus

correspondientes ejes de giro, están determinadas de manera que el accionamiento

del embrague resulte cómodo y el conductor no tenga que desarrollar un esfuerzo

excesivo para ejecutar las maniobras. Son admisibles esfuerzos comprendidos

entre 8 y 10 kg.

Para facilitar las maniobras de embragado, en algunos vehículos se adopta un

sistema de mando hidráulico, como el representado esquemáticamente en la figura

1.23, donde puede verse que el pedal de embrague actúa sobre el émbolo de un

cilindro emisor, para desplazarlo en su interior impulsando fuera de él el líquido que

contiene, enviándolo al cilindro receptor, en el que la presión ejercida producirá el

desplazamiento de su pistón que, a su vez, provoca el desplazamiento del tope de

embrague por medio de un sistema de palancas. Disponiendo los cilindros emisor y

receptor de las medidas convenientes, puede lograrse la multiplicación más

adecuada del esfuerzo ejercido por el conductor sobre el pedal. Si el cilindro

receptor es de doble diámetro que el emisor, el esfuerzo ejercido sobre el pedal

Tubería

Émbolo Acción del pedal

Depósito

Figura 1.23. Sistema hidráulico de mando del embrague

34

queda duplicado, lo cual supone que la acción de desembragado se logre para un

esfuerzo ejercido por el conductor igual a la mitad del necesario.

En la figura 1.24 puede verse la disposición de montaje de un cilindro de mando de

embrague (cilindro maestro) y el pedal de accionamiento, cuya posición de reposo

viene impuesta por el tomillo (1) y tuerca (4), con los cuales se realiza la operación

de reglaje. Al pedal está unida la varilla de mando (2), que actúa sobre el pistón de

mando (3), encerrado en el cilindro maestro, quedando entre ambos un huelgo (J)

en la posición de reposo del pedal. El cilindro de mando está comunicado con el de

accionamiento por medio de una canalización y con un depósito de reserva de

líquido por medio de otra.

Cuando se acciona el pedal de embrague, el émbolo es desplazado en el interior

del cilindro, enviando el líquido allí contenido hacia el cilindro receptor, en el cual

(fig. 1.25) se producirá el desplazamiento de su émbolo, que acciona la horquilla de

Figura 1.24. Ubicación del cilindro de mando

del embrague

Figura 1.25. Ubicación del cilindro receptor

para el mando del embrague

35

embrague de manera similar a la de un sistema convencional de mando mecánico.

En cuanto se suelte el pedal de embrague, el diafragma vuelve a su posición de

reposo, empujando la horquilla de embrague que, a su vez, desplaza el émbolo

hacia su posición de reposo, haciendo retomar el líquido hasta el cilindro de mando.

Con esta disposición, el mando de embrague resulta suave y progresivo,

dispensando al conductor del mayor esfuerzo a realizar en estas operaciones.

1.1.1.1.7. Embragues automáticos

1.1.1.1.7.1. Embrague centrífugo

Las maniobras que deben realizarse sobre el pedal de embrague en las

operaciones de embragado y desembragado pueden quedar suprimidas con el

empleo de los embragues automáticos, los cuales ejecutan estas operaciones de

forma autónoma.

En algunos modelos de embrague de tipo convencional se

disponen unos contrapesos (D) (fig. 1.26) que ayudan al

diafragma en su empuje sobre el plato de presión, para

mantener el disco de embrague fuertemente aplicado contra

el volante motor. De esta manera, puede montarse un

diafragma menos fuerte para que la resistencia a vencer por

el conductor cuando pisa el pedal sea menor, confiándose el

apriete total del disco a la acción de los contrapesos (D),

E

Figura 1.26. Embrague

centrífugo de contrapesos

36

que cuando el motor gira rápidamente son empujados hacia la periferia por la

fuerza centrífuga, por lo que las palancas unidas a ellos, basculando en el punto de

giro (E), empujan al plato de presión hacia la izquierda y ejercen así una mayor

presión sobre el disco de embrague. Este tipo de embrague resulta así

semiautomático.

Otras veces, el sistema de embrague es totalmente automático y se confía la

acción de embragar y desembragar solamente a los contrapesos. El sistema es

similar al anteriormente descrito, pero sin el diafragma. Cuando el motor gira a

ralentí, los contrapesos ocupan su posición de reposo debido a la acción de unos

pequeños muelles y, con ello, el plato de presión deja en libertad al disco de

embrague, quedando el motor desembragado. En cuanto se acelera el giro del

motor, los contrapesos se desplazan hacia la periferia por la acción de la fuerza

centrífuga, provocando el empuje del plato de presión y el motor queda embragado.

Dado que el giro del motor sube en las aceleraciones de una manera progresiva, la

acción de embragado resulta igualmente progresiva.

Basados en este mismo principio se utilizan actualmente embragues centrífugos

semiautomáticos, como el mostrado en despiece en la figura 1.27, donde puede

verse que está constituido por un sistema de embrague convencional (disco 3 y

mecanismo 2), montados sobre la cara frontal de un tambor (1), que en su interior

recibe el plato (4) provisto de zapatas en su periferia. El plato (4) está unido al

cigueña1 y, por tanto, gira con él. Las zapatas pueden desplazarse hacia afuera por

la acción de la fuerza centrífuga, haciendo solidario el tambor (1) con el giro del

plato (4).

37

De esta manera, siempre que el motor alcance un determinado régimen (por

ejemplo 1.000 r.p.m.), se produce la acción de embragado del tambor (1), que se

hace solidario del giro del motor.

Figura 1.28. Sección de un embrague centrífugo semiautomático

En la figura 1.28 se muestra en sección la disposición de este tipo de embrague,

donde se deduce que la acción de embragado solamente se produce estando el

tope (A) en su posición de reposo y girando el motor por encima de un determinado

Figura 1.27. Realización práctica de un embrague centrífugo semiautomático

38

régimen, a partir del cual las zapatas (Z) hacen solidario al volante (V) del tambor

(T), por la acción de la fuerza centrífuga. Girando el motor por debajo de este

régimen, se produce el desembragado automáticamente.

La figura 1.29 muestra en detalle la disposición de las zapatas (1), fijadas al plato

(3) por medio de las lengüetas elásticas (4), que bajo la acción de la fuerza

centrífuga se deforman, permitiendo a las zapatas adaptarse al tambor (2).

Figura 1.29. Disposición de las zapatas de un embrague

centrífugo semiautomático

1.1.1.1.7.2. Embrague electromagnético

Los embragues hasta ahora descritos basan su funcionamiento en los efectos de

adherencia. A causa del frotamiento que ello comporta, estos embragues pueden

resultar ruidosos en el funcionamiento y padecen un desgaste. Los embragues

electromagnéticos y los hidráulicos evitan estos inconvenientes, aunque es cierto

que introducen otros que les son propios.

39

Figura 1.30. Embrague electromagnético

En la figura 1.30 se muestra un embrague

electromagnético. Sobre el volante de inercia (V)

del motor, se monta una corona de acero (C), en

cuyo interior está alojada una bobina (A), que al

paso de la corriente eléctrica a su través

concentra el flujo magnético que aparece en la

zona del entrehierro (E), formado entre la corona

(C) y el disco de acero (D).

Este disco es el que se monta estriado en el

primario de la caja de velocidades, sustituyendo al

típico de los embragues de fricción, quedando perfectamente centrado en el interior

de la corona (C). El espacio existente en el interior de esta corona se cierra

mediante las chapas de acero (F), rellenándose de polvo magnético, que se aglo-

mera en el entrehierro (E) por la acción del campo magnético, haciendo solidarios a

la corona (C) y el disco (D). De esta manera, cuando pasa corriente por el

arrollamiento, se produce la aglomeración del polvo magnético en el entrehierro (E),

haciéndose solidarios la corona y el disco, lo que permite la transmisión del movi-

miento del motor. Por el contrario, si no pasa corriente por el arrollamiento, el polvo

magnético permanece sin aglomerar en el entrehierro, lo que permite girar en vacío

a la corona (C), sin que se produzca el arrastre del disco, con lo cual el giro del

motor no es transmitido.

En el instante en que comienza a pasar corriente por el arrollamiento, se inicia la

aglomeración, que tarda en completarse un cierto tiempo, lo que además se ve

40

favorecido por el retardo a la aparición del flujo magnético que se produce en todas

las bobinas. Este efecto tiene como consecuencia una progresividad en la acción

de embrague y, por tanto, en la transmisión de movimiento desde el motor a las

ruedas, lo cual resulta beneficioso al realizar la maniobra de embragado.

1.1.1.1.7.3. Embrague automático servocomandado

En algunos modelos de vehículos se monta actualmente un embrague de tipo

automático pilotado, donde las acciones de embragado y des embragado se

efectúan automáticamente, sin que el conductor se vea obligado a gobernar el

pedal convencional, que por esta causa queda suprimido.

El conjunto está constituido (fig. 1.31) por un embrague de tipo centrífugo aplicado

sobre el volante motor, y otro convencional cuyo mecanismo se une al anterior por

medio de un sistema de rueda

libre, que no permite girar al

disco principal a un régimen

superior al del motor, pues en

cuanto esto ocurre la rueda libre

se bloquea haciendo estas dos

partes solidarias.

El embrague centrífugo actúa en

función del régimen motor, Figura 1.31. Embrague automático servocomandado

41

realizando la acción de embragado a partir de un determinado valor de giro. El

embrague convencional es mandado por un mecanismo servoneumático gobernado

por una electroválvula, que es activada por la palanca del cambio de velocidad y

por el pedal del acelerador.

En la figura 1.32 se ha representado en sección este tipo de embrague, donde

puede verse que el disco (1) del embrague centrífugo es aprisionado contra el

volante motor por medio del plato de presión (2), cuando los rodillos (3) se deslizan

hacia la periferia, bajo la acción de la fuerza centrífuga. Al disco (1) se une por

medio de tomillos el plato (4), similar a un volante motor, sobre el que acopla el

disco (5) del embrague principal, cuyo plato de presión (9) es accionado por el

mecanismo servoneumático. El disco (5) del embrague principal se monta del modo

convencional sobre el primario de la caja de velocidades.

Figura 1.32. Vista en sección de un embrague servocomandado

42

Constituido este tipo de embrague de la manera descrita, al actuar sobre el pedal

del acelerador, aumentando en consecuencia el régimen de giro del motor, las

masas centrífugas se lanzan hacia el exterior oprimiendo al plato de presión (2)

contra el disco (1), venciendo la acción de unos muelles antagonistas,

obteniéndose la acción de embrague de una manera progresiva. La marcha del

vehículo partiendo de parado comienza alrededor de las 1.000 r.p.m. del motor,

mientras que a 1.500 r.p.m. ya puede ser transmitido todo el par motor, cesando

por ello todo deslizamiento y permaneciendo conectado este embrague durante

todo el tiempo de marcha.

Solamente por debajo de las 1.000 r.p.m. la fuerza centrífuga que aplica a los

rodillos (3) sobre el plato de presión es inferior en valor a la de los muelles

antagonistas que, en estas condiciones, producen el desembrague. Sin embargo,

en las retenciones, donde la transmisión tiende a arrastrar en su giro al motor, se

producirá el des embragado por debajo de las 1.000 r.p.m., lo cual no es deseable

y, sin embargo, con este tipo de embrague así ocurre. Para subsanar este

inconveniente se dispone un mecanismo de rueda libre (7), que hace solidario el

disco de embrague (1) del volante motor cuando se produce una retención.

Con el vehículo en marcha, el cambio de velocidad se realiza al accionar la palanca

correspondiente, con cuya maniobra se activa una electroválvula (fig. 1.31), capaz

de poner en comunicación el servo con la depresión creada por el motor. Con ello

se consigue el accionamiento de la palanca de desembrague, que activa el

mecanismo del embrague principal produciendo la acción de desembragado. En

cuanto se lleva la palanca de mando a la posición de una nueva relación, la

43

electroválvula vuelve a la posición de reposo, cortando la comunicación entre el

servo y la depresión del motor, con lo cual la palanca de desembrague retorna a su

posición inicial, realizándose la acción de embragado. Esta maniobra se efectúa de

una manera progresiva, en función de la posición del acelerador, que influye sobre

el valor de la depresión transmitida al servo, lo que permite una conexión más

suave y gradual en el paso a marchas inferiores y una pronta conexión, sin

excesivos deslizamientos, en las maniobras rápidas de cambio de marcha en

aceleraciones.

1.1.1.1.7.4. Embrague pilotado electrónicamente

El mando automático del embrague puede ser encomendado a un sistema

electrónico de gestión, que a su vez comanda un sistema hidráulico de mando de la

palanca de desembrague. La figura 1.33 muestra esta disposición, en la que el

mecanismo de embrague convencional, y concretamente la palanca de desembra-

gue (1), es accionada por un cilindro hidráulico (2), que recibe la presión del grupo

hidráulico (3), gobernado por una electroválvula de control (4), que recibe los

impulsos de mando del calculador electrónico (5), el cual, a su vez, toma señales

de referencia de la posición de la palanca de cambios (6) y del pedal del acelerador

(7), así como del régimen motor y velocidad del vehículo.

Cuando el vehículo está parado y el interruptor de encendido desconectado, el

embrague se encuentra siempre en posición de embragado, independientemente

de si el cambio se encuentra con una velocidad metida o en punto muerto. En estas

44

condiciones no es posible el arranque del motor. Si se acciona la palanca del

cambio para llevarla a posición de punto muerto, un captador de esfuerzo situado

sobre la palanca envía una señal al calculador que acciona el embrague,

permitiendo sacar la velocidad y que pueda ser arrancado el motor.

Cuando se activa el interruptor de encendido, el sistema se inicializa y advierte al

conductor mediante una señal sonora si está metida alguna velocidad. Al mismo

tiempo, pone en funcionamiento el grupo generador de presión hidráulica para

alcanzar el valor conveniente de la presión de mando.

Con el vehículo en marcha, cuando el conductor acciona la palanca del cambio

para seleccionar la primera velocidad, el captador de esfuerzo de la palanca envía

al módulo electrónico la correspondiente señal y es activado el embrague

permitiendo la selección de esta marcha. En esta situación, el arranque del vehículo

se produce automáticamente al acelerar, realizándose la operación de embragado

progresivamente en función de la posición del acelerador y de la respuesta del

motor (subida de régimen). Si el conductor selecciona una marcha inadecuada para

el arranque, se produce un pitido de advertencia que le indica lo inadecuado de la

maniobra.

Con el vehículo en marcha, cuando el conductor inicia la maniobra del cambio de

relación, ejerciendo un leve esfuerzo sobre la palanca del cambio y levantando el

pie del acelerador, el calculador recibe ambas señales, que producen el

desembrague. Una vez introducida la nueva relación, el captador de posición del

selector de marcha envía una señal al calculador que autoriza el embragado al

acelerar. Esta acción de embragado se produce a una velocidad que depende de

45

las velocidades del motor y del vehículo, de manera que en los cambios

ascendentes se realiza rápidamente, mientras que en los descendentes la

maniobra es más lenta.

Figura 1.33. Embrague pilotado electrónicamente

En el momento de detener el vehículo, el sistema desembraga al descender la

velocidad por debajo del régimen correspondiente al ralentí, permaneciendo el

motor desembragado, con independencia de la posición de la palanca del cambio,

hasta que sea accionado el acelerador.

La gestión electrónica de este tipo de embrague mejora considerablemente las

prestaciones y manejo del cambio con respecto al sistema anteriormente descrito,

resultando el vehículo así equipado sumamente agradable de conducir y

46

disminuyendo el desgaste normal del disco de embrague que se produce en las

maniobras de embragado.

1.1.1.1.7.5. Embrague hidráulico

Los embragues de fricción presentan algunos inconvenientes, de entre los que

podemos destacar: brusquedad en el acoplamiento, ruidos y desgastes. Estas

imperfecciones favorecieron el desarrollo de otros tipos de embrague, de entre los

que cabe destacar los hidráulicos, que carecen de estos defectos, pues para la

transmisión del movimiento utilizan un fluido, con las ventajas adicionales de

resultar enteramente automáticos y proporcionar una gran suavidad de

acoplamiento, atenuando en gran medida las vibraciones torsionales en el cigüeñal.

El funcionamiento de un embrague hidráulico puede compararse al de dos

ventiladores colocados uno frente al otro. Si cualquiera de ellos es puesto en

marcha por medio de la corriente eléctrica, la corriente de aire creada incide sobre

las aspas del otro, que con este impulso comienza a girar, pudiendo alcanzar un

régimen casi igual al del primer ventilador. De esta manera se logra una transmisión

del movimiento, sin que las partes conductora y conducida estén unidas

directamente, ni por medio de fricción. La transmisión se ha conseguido por medio

de un agente intermedio, que en este caso es la corriente de aire.

En los embragues hidráulicos, la transmisión del movimiento desde la parte

conductora a la conducida se logra por medio del aceite y fundamentan el

funcionamiento en la transmisión de energía que una bomba centrífuga comunica a

47

una turbina, por mediación de un fluido. La bomba centrífuga es movida por el

motor y la turbina se une a la caja de velocidades. Ambas piezas tienen la forma de

un semitoroide geométrico y están provistas de tabiques planos llamados álabes,

encerrados en una carcasa estanca formada en el mismo volante de inercia del

motor, quedando separadas por un espacio pequeño, para que en ningún caso se

produzca contacto ni rozamiento entre ellas.

En la figura 1.34 se ha representado esquemáticamente un embrague hidráulico, en

el que puede verse el eje motor (cigüeñal y volante), en el que se forma la bomba o

corona motriz y el eje conducido (unido al árbol primario de la caja de velocidades),

en el que se forma la turbina o corona arrastrada. Cuando el motor gira, el aceite

contenido en la carcasa, entre los álabes radiales, es arrastrado por ellos e

impulsado por la bomba (que gira con el motor) proyectándose por su periferia

hacia la turbina, en cuyos álabes incide paralelamente al eje, de manera similar a lo

que ocurre con el aire del ventilador del ejemplo citado anteriormente. Así se forma

un torbellino tórico.

Figura 1.34. Esquema básico de un embrague hidráulico

48

La energía cinética de cada partícula que choca contra los álabes de la turbina (fig.

1.35), produce en ella una fuerza que tiende a hacerla girar. El aceite resbala por

los álabes de la turbina y es devuelto desde el centro de ésta hacia el centro de la

bomba, de donde nuevamente pasa a la periferia para seguir este ciclo.

Cuando el motor gira lentamente, la velocidad con que salen las partículas de

aceite de la bomba es pequeña y la energía cinética transmitida a la turbina es

insuficiente para vencer el par resistente opuesto por el peso del propio vehículo.

La turbina permanece sin girar y hay un resbalamiento total entre bomba y turbina;

pero a medida que aumentan las revoluciones del motor, el torbellino tórico formado

por las partículas de aceite se va haciendo más consistente, con lo que el aceite

incide con más fuerza en los álabes de la turbina y, por ello, es capaz de hacerla

girar arrastrando el vehículo, existiendo un resbalamiento entre bomba y turbina,

que supone una progresividad en el embrague.

Figura 1.35. Flujo del aceite en los embragues hidráulicos

49

La figura 1.36 muestra la formación del torbellino tórico del aceite entre el impulsor

y la turbina, que produce el arrastre de la misma.

Cuando el motor gira rápidamente, desarrollando su par máximo, el aceite

impulsado por la bomba incide con gran fuerza en la turbina y ésta es arrastrada a

gran velocidad, sin que exista apenas resbalamiento entre ambas. Lógicamente la

turbina entra en rotación cuando el par transmitido por la bomba es superior al par

resistente.

Siempre existe un resbalamiento entre bomba y turbina que, cuando el motor gira

muy rápido, es de un 2% aproximadamente. El par motor se transmite íntegro a la

transmisión, cualquiera que sea el resbalamiento y así ocurre que al acelerar el

motor, aunque sea bruscamente desde el ralentí, el movimiento del vehículo se

produce progresivamente, por no existir resistencia a causa del resbalamiento y

tomar el motor enseguida un número de revoluciones elevado, transmitiendo su par

máximo. Si al subir una pendiente disminuye la velocidad del vehículo, por

aumentar el par resistente, el motor continúa desarrollando el máximo par a costa

de un mayor resbalamiento, por lo que podrá mantenerse más la directa sin peligro

Figura 1.36. Formación del torbellino tórico

50

de que el motor se cale, significando únicamente un mayor resbalamiento y, en

consecuencia, mayor calentamiento del aceite.

En la figura 1.37 se muestra la disposición de un embrague hidráulico formando un

conjunto en este caso con uno de fricción. En la bomba (12) se forman los álabes

que impulsarán el aceite hacia la turbina (11), la cual se une al volante (5), en el

que se monta el embrague de fricción (6), cuyo disco (8) se monta en el estriado del

eje primario (7) de la caja de velocidades. El impulsor (12) se cierra por medio de la

carcasa (3), que rodea a la turbina, resultando estanco el conjunto. En el interior se

vierte el aceite a través del tapón de llenado (4).

Figura 1.37. Combinación de un

embrague hidráulico con otro de

fricción

51

La disposición de un embrague convencional de fricción junto al hidráulico está

motivada por las características de este último, que harían imposible su aplicación

independientemente a una caja de velocidades de tipo convencional (de engranajes

paralelos), como ya se verá. Efectivamente, aun con el motor girando a ralentí, la

turbina está sometida a un esfuerzo que tiende a arrastrarla. Este esfuerzo sería

comunicado a los engranajes de la caja de velocidades (en caso de acoplarse

directamente a ella), impidiendo las maniobras del cambio de marchas. Por esta

razón, fundamentalmente, los embragues hidráulicos son utilizados

preferentemente en los vehículos dotados de cajas de velocidades automáticas, de

engranajes epicicloidales.

Frente al inconveniente de los embragues hidráulicos, el calentamiento que se

produce como consecuencia del deslizamiento entre el impulsor y la turbina,

presentan las ventajas fundamentales de ausencia de desgaste (por no existir

rozamiento entre sus órganos) y suavidad de acoplamiento, que da por resultado

una marcha estable del vehículo, exenta de "tirones".

52

1.1.1.2. LA CAJA DE CAMBIOS

1.1.1.2.1. Necesidad técnica del cambio de velocida des

La potencia y el par desarrollados por un motor varían en función del régimen,

alcanzándose el valor máximo de la primera para una determinada velocidad de

rotación, mientras que el mayor par motor se obtiene generalmente a un régimen

inferior.

Como es sabido, en los motores térmicos la fuerza expansiva de los gases

generada por la explosión de la mezcla queda aplicada a la cabeza del pistón sobre

la que ejerce un empuje, tanto mayor cuanto más lo sea la cantidad de mezcla que

explosiona. Este empuje, que es transmitido al codo del cigüeñal por medio de la

biela, es generador del par motor, el cual viene a significar el esfuerzo de rotación

que es capaz de desarrollar un motor venciendo las fuerzas que se oponen a su

movimiento. Por tanto, podemos decir que el par motor es un esfuerzo de rotación,

que aplicado a las ruedas de un vehículo le transmiten el empuje necesario para

lograr su movimiento, venciendo las resistencias que se oponen a la marcha.

Cuando el valor de éstas es igual al del par motor desarrollado, el vehículo se

mueve con velocidad constante. Si el esfuerzo de rotación aplicado a las ruedas es

inferior a la resistencia a vencer por el vehículo en su marcha, éste perderá

velocidad hasta detenerse, y si es superior ganará en velocidad.

El par motor, multiplicado por el número de revoluciones, da la potencia

desarrollada. De esto se deduce que la potencia de un motor varía

53

fundamentalmente con el régimen de giro, correspondiendo los mayores valores a

los regímenes más altos, pues a pesar de que el par disminuye en estos márgenes

el número de explosiones por minuto aumenta grandemente, lo que conlleva un

crecimiento importante de la potencia desarrollada por el motor.

En la figura 2.1 se han representado las curvas características de potencia y par de

un motor en función del régimen de giro, donde se observa que el par motor

máximo se obtiene a 3.000 r.p.m., mientras que la máxima potencia del motor se

consigue a 5.400 r.p.m. En el intervalo comprendido entre estos dos regímenes se

logra un funcionamiento estable del motor, cualesquiera que sean las resistencias a

vencer en la marcha del vehículo, es decir, las fuerzas que se oponen al avance del

mismo y que se manifiestan en el eje de las ruedas motrices, bajo la forma de un

par resistente.

Considerando una velocidad de

rotación del motor cualquiera,

comprendida en el intervalo antes

señalado, a la que corresponde

un determinado par motor,

cuando aumentan las

resistencias a vencer en la mar-

cha del vehículo (por ejemplo en

la subida de una pendiente),

Figura 2.1. Curvas de potencia y par de un motor

54

sobreviene una disminución de la velocidad de rotación, pero con ello va aparejado

un aumento del par motor desarrollado, necesario para vencer la mayor resistencia

opuesta ahora a la marcha del vehículo, obteniéndose así una nueva condición de

equilibrio, a un régimen más bajo.

La velocidad de 3.000 r.p.m. representa, por tanto, el límite inferior de

funcionamiento estable del motor en este caso concreto, mientras que la de 5.400

r.p.m. supone el límite superior.

Si se considera una velocidad de rotación del motor inferior a 3.000 r.p.m., el

funcionamiento del mismo no puede ser estable, por cuanto que para pequeños

aumentos de la resistencia a vencer en la marcha del vehículo el régimen motor

decae y, con ello, disminuyen sensiblemente el par y la potencia desarrollados, con

lo cual no puede obtenerse un nuevo equilibrio a una velocidad más baja y, por

tanto, el motor perderá régimen paulatinamente hasta llegar a calarse.

De estas condiciones resulta evidente la necesidad de disponer de un órgano

mecánico, como el cambio de velocidades, que permita el funcionamiento del motor

en el intervalo de velocidad estable, independientemente de la resistencia

encontrada por el vehículo durante la marcha.

La figura 2.2 muestra gráficamente el principio de multiplicación del par. Se han

dispuesto dos piñones (E y R) engranados entre sí, de manera que el más pequeño

(E), de radio (L) está montado sobre el árbol motor, del que recibe un par (C) a una

cierta velocidad de rotación, transmitiendo a través del diente en toma un esfuerzo

(F), de modo que C = F x L. El diente en toma del piñón (R) recibe esta misma

55

fuerza (F), de manera que si el radio del mismo es (2L), el par resultante es C = F x

2L, lo cual supone que siendo (F) la misma en los dos piñones, el par o esfuerzo de

rotación resulta multiplicado por dos, mientras que el piñón (R) gira a la mitad de la

velocidad angular que el piñón (E). Si el piñón receptor (R) tiene un radio tres veces

mayor que el impulsor (E), el par queda multiplicado por tres, mientras que el giro

es reducido a la tercera parte, es decir, para una vuelta completa del piñón receptor

(R) el impulsor (E) ha de dar tres vueltas.

Figura 2.2. Principio básico de multiplicación del par motor

Así pues, con esta disposición se consigue en los sistemas de engranajes la

multiplicación del par motor. Generalizando diremos que para variar el par es

suficiente con modificar los radios o número de dientes de los piñones transmisores

de movimiento, de manera que si multiplicamos el par por un número determinado,

la velocidad queda dividida por ese mismo número. Esta posibilidad se aprovecha

para transformar el par proporcionado por el motor y que es prácticamente

constante en el intervalo de funcionamiento estable, en otro par mayor de acuerdo

56

con las resistencias que se opongan a la marcha del vehículo. Para ello se

intercalan entre el árbol motor y el eje de las ruedas parejas de engranajes con

distintas relaciones de transmisión, de manera que puedan acoplarse las parejas de

piñones más apropiadas a cada una de las condiciones de marcha del vehículo

(arrancadas, subidas de pendientes, marcha en terreno llano, etc.).

Llegados a este punto, es preciso hacer notar que el motor de un automóvil de tipo

medio necesita girar a 4.000 r.p.m. aproximadamente para impulsar el vehículo a

una velocidad de 110 km/h en toma directa; mientras que las ruedas utilizadas

convencionalmente solamente precisan girar a 1.000 r.p.m. aproximadamente para

recorrer 110 kilómetros en una hora, de lo que se deduce la necesidad de introducir

una desmultiplicación constante de 4 a 1, que permita describir a las ruedas una

vuelta para cada cuatro del motor. Esto se consigue acoplando un conjunto de

piñones en la salida de la transmisión (par de reducción), mediante el cual queda

reducido el giro y multiplicado el esfuerzo de rotación aplicado a las ruedas, lo que

supone la utilización de un motor de menor potencia para conseguir una

determinada velocidad máxima.

Para comprender mejor la necesidad del cambio de velocidades en un vehículo,

resulta oportuno referirse a un ejemplo práctico: consideremos un automóvil que

circula por terreno llano a elevada velocidad, transmitiendo íntegramente el giro del

motor a las ruedas (toma directa), con la desmultiplicación propia del par de

reducción. Si en ese momento comienza la subida de una larga pendiente, en un

primer tramo es capaz de superarla por medio de la fuerza de inercia relativa a la

velocidad adquirida; pero a continuación, la velocidad irá disminuyendo

57

paulatinamente, dado que el par resistente ha aumentado, mientras que el esfuerzo

desarrollado por el motor sigue siendo el mismo. De esta manera, el giro del motor

desciende y, con ello, sobreviene una importante disminución del par motor, que

llegado a un cierto valor resulta insuficiente para mantener la marcha del vehículo,

produciéndose su detención.

Con la implantación del cambio de velocidades, cuando se produce una

disminución excesiva del giro del motor y se manifiesta la imposibilidad de superar

la pendiente encontrada, el conductor actúa sobre la caja de cambios,

seleccionando otra relación de marcha, que establece una desmultiplicación del

giro que le llega del motor (transmitiendo a las ruedas un régimen inferior), que

conlleva un aumento importante del esfuerzo de rotación obtenido en ellas. En tales

condiciones, el motor puede mantenerse girando a un régimen elevado,

proporcionando el máximo par, que resulta multiplicado en su aplicación a las

ruedas matrices. Con ello se consigue que el vehículo pueda superar la pendiente,

a costa de una menor velocidad. El cambio de velocidades resulta, por tanto, un

mecanismo convertidor mecánico de par.

1.1.1.2.2. Determinación de las relaciones del camb io

La caja de cambios de un vehículo es, pues, un transformador de velocidad y de

par motor, que en el automóvil se utiliza como desmultiplicador de velocidad y, por

consiguiente, como multiplicador de par. Su necesidad es consecuencia de la falta

de elasticidad de los motores, que no pueden utilizarse a bajas revoluciones con un

58

buen rendimiento. Generalmente el valor máximo del par motor se obtiene entre

3.000 y 4.500 r.p.m. y, por ello, las relaciones de desmultiplicación de la caja de

cambios deben estar en consonancia con la potencia del motor, de manera que si

el vehículo marcha por ejemplo a 75 km/h (correspondiente a 2.700 r.p.m. en un

caso dado, en toma directa), se hace necesario el cambio o reducción en la caja de

velocidades, para subir el régimen del motor por encima del mínimo aceptable

(3.000 r.p.m.) y obtener así un buen rendimiento.

Las distintas relaciones de una caja de cambios pueden representarse en un

diagrama como el que muestra la figura 2.3, al que se han llevado en abscisas las

velocidades del vehículo y en ordenadas los regímenes del motor. Se obtiene así

una serie de rectas que representan las diferentes relaciones del cambio de

velocidades, limitadas en la parte superior por el régimen máximo del motor y en la

inferior por el mínimo a que es capaz de mantenerse girando (en este caso 800

r.p.m.). El funcionamiento resulta posible a lo argo de los segmentos así limitados,

de manera que en primera velocidad pueden obtenerse 35,5 km/h a 4500 r.p.m., en

segunda 53,3 km/h al mismo régimen, en tercera 80 km/h y en cuarta (toma directa)

120 km/h, todo ello debido a la desmultiplicación efectuada en las parejas de

piñones correspondientes a las distintas relaciones de marcha.

Como el mejor rendimiento se obtiene entre las 3.000 y 4.500 r.p.m. del motor en

este caso, si se desea circular a una velocidad de 40 km/h deberá seleccionarse la

segunda velocidad (punto A de la figura) para que el motor gire al régimen

adecuado, en el que se obtiene un buen rendimiento. Si se selecciona la tercera

velocidad (punto B), el motor gira por debajo del régimen ideal (2.500 r.p.m.) y en

59

cuarta velocidad (punto C) lo hace a 1.500 r.p.m., lo que no es conveniente en

ninguno de los casos. En primera velocidad, por el contrario, apenas se

conseguirían los 40 km/h, aun al régimen máximo.

Figura 2.3. Representación gráfica de las relaciones del cambio de velocidades

Hay que hacer notar que la relación más corta de una caja de velocidades ha de

ser tal que el par motor resulte multiplicado lo suficiente para que el vehículo pueda

superar una pendiente determinada, que generalmente se fija en un 25%

aproximadamente. Del mismo modo, debe ser capaz de arrancar en una rampa del

15%, con una aceleración de 0,5 m/s2.

Un vehículo de pequeña potencia necesita una primera velocidad, cuya relación

sea aproximadamente de 3,5:1. Las demás relaciones son del orden de 2:1 en

segunda, 1,5:1 en tercera y 1:1 en cuarta. Estas relaciones quedan multiplicadas

por la del par de reducción, de modo que si ésta es de 4:1, la relación final es de

60

14:1, 8:1, 6:1 y 4:1 respectivamente para las distintas velocidades. Si en este

mismo vehículo se montase un motor de mayor potencia, no necesitaría una

primera velocidad tan corta como la apuntada anteriormente y lo mismo ocurriría

con las restantes, pudiéndose adoptar otros desarrollos más largos, como 3:1,

1,8:1, 1,3:1 y 1:1.

1.1.1.2.3. La caja de cambios elemental

En los vehículos considerados como clásicos o convencionales, la caja de cambios

está emplazada entre el embrague y el puente trasero, tal como se representó en la

figura 2.1, donde se muestra la disposición de motor en la parte delantera y ruedas

traseras matrices. En otros casos, el grupo motopropulsor, formado por motor,

embrague y caja de cambios, se emplaza en la parte delantera, resultando matrices

estas ruedas, en cuyo caso la caja de cambios se sitúa en la parte delantera,

siendo ésta la tendencia general para los vehículos de tipo medio. También puede

disponerse la caja de cambios en la parte trasera, acoplada al puente trasero, o

bien acoplada al motor, emplazado en este caso en la parte trasera. En cualquier

caso, las funciones y cualidades de una caja de cambios son las mismas,

cualquiera que sea su emplazamiento en el vehículo.

La caja de cambios elemental está formada por dos ejes paralelos (fig. 2.4), uno de

los cuales, llamado árbol primario (A), recibe movimiento del motor por medio del

embrague y dispone los piñones de arrastre. El otro eje (B) se llama árbol

secundario y está formado por los piñones receptores, mediante los cuales se

61

transmite el movimiento desde este eje a las ruedas. Ambos ejes están apoyados

por sus extremos en la carcasa, por medio de los rodamientos (C).

Los piñones del árbol secundario son solidarios con el eje, es decir, forman un

conjunto, de manera que el giro de uno de ellos implica el arrastre del eje y del

resto de los piñones. Sin embargo, en el árbol primario los piñones van montados

libres sobre el eje, de manera que puedan girar sobre él, quedando engranados en

toma constante con los correspondientes del secundario, tal como muestra la

figura, y frenados lateralmente para impedir su desplazamiento.

Figura 2.4. Caja de cambios elemental

En el árbol primario se monta también un dispositivo llamado acoplador (figura 2.5)

estriado sobre el eje, que permite solidarizar cada uno de los piñones de este árbol

con el giro del mismo. Para ello, el acoplador puede deslizarse lateralmente sobre

el estriado del árbol, de manera que su dentado lateral encaje en otro igual del

62

piñón, en cuyo caso éste se hace solidario del eje, girando con él. Los detalles (a) y

(b) de la figura muestran las distintas configuraciones del dentado (G) del acoplador

y el correspondiente del interior del piñón.

Un acoplador desplazable como el detallado, puede realizar alternativamente el

enlace con dos piñones (los de ambos laterales), entre los cuales está emplazado.

En el caso de la figura 2.4 se disponen dos acopladores (D y E), con los que se

solidarizan cada uno de los piñones de este árbol con el giro del mismo, a voluntad

del conductor, obteniéndose con ello las distintas relaciones de marcha, dado el

diferente tamaño de los piñones.

Los piñones utilizados en las cajas de cambio actuales son del tipo de dentado

helicoidal, como el representado en la figura 2.5 que, frente a los de dientes rectos

utilizados antiguamente, presentan la ventaja fundamental de ser más silenciosos

en su funcionamiento, al tiempo que transmiten el esfuerzo con mayor suavidad.

Efectivamente, mientras que en los piñones de dentado recto el esfuerzo se

transmite de un piñón a otro por medio de un sólo diente, en los de tipo helicoidal el

engrane de un diente se produce mientras el precedente está todavía en contacto,

lo cual supone que el esfuerzo sea transmitido por dos dientes a la vez, con lo que

Figura 2.5. Dispositivo acoplador

63

se evita la brusquedad en la transmisión del esfuerzo motor y se atenúa

grandemente el ruido.

En el interior de la caja de cambios se deposita una cierta cantidad de aceite, que

es proyectada en todas direcciones por los piñones en su giro (fig. 2.6),

impregnando éstos y los rodamientos para su engrase. La película de aceite

interpuesta entre dos dientes atenúa el desgaste y los ruidos, resultando más

silenciosa la caja en su funcionamiento. En esta aplicación se utiliza un tipo de

aceite especial (denominado de extrema presión) con el fin de evitar la rotura de la

película por la aplicación de los grandes esfuerzos transmitidos por los dentados.

La graduación utilizada generalmente es la EP-80 o bien la EP-90. Estos tipos de

aceite soportan presiones elevadas, al tiempo que tienen una fluidez adecuada

para asegurar el engrase de todos los componentes de la caja, como piñones,

acopladores y rodamientos.

Figura 2.6. Proyección de aceite con el giro de los piñones

64

Por lo que se refiere a la disposición de los trenes de engranajes de la caja de

cambios, actualmente se utilizan las de dos ejes paralelos, como la detallada

anteriormente, y la de tres ejes representada esquemáticamente en la figura 2.7,

que difiere de la anterior en que uno de los ejes está partido en dos, quedando

ambos en prolongación, apoyados uno en el interior del otro. De esta manera, el eje

primario (P) lo forma un sólo piñón, engranado en toma constante con otro del árbol

intermediario (I), que además dispone en este caso de otros tres piñones, solidarios

del eje como el anterior, con cada uno de los cuales engranan en toma constante

los respectivos del árbol secundario (S), montados locos sobre él, pero que pueden

solidarizarse con el eje por medio de los correspondientes acopladores, de la

manera ya explicada. Al hacerla se consiguen las distintas relaciones de marcha,

como se verá posteriormente.

Figura 2.7. Caja de cambios de tres ejes

65

1.1.1.2.4. Constitución de la caja de velocidades

Puede considerarse como tradicional la caja de cambios formada por el eje primario

(30) (fig. 2.8), del que forma parte un piñón, que engrana en toma constante con el

piñón (26) del árbol intermediario (27), en el que están labrados, además, los

piñones (25, 23 y 21), que por ello son solidarios del eje (27). Con estos piñones

Figura 2.8. Estructura de una caja de cambios convencional

66

engranan los (8, 9 y 12), montados locos sobre el eje secundario (16), con

interposición de cojinetes de bronce, de manera que giren libremente sobre el eje,

arrastrados por los respectivos pares del tren intermediario.

El eje primario recibe movimiento del motor, con interposición del embrague (como

muestra la figura) y el secundario da movimiento a la transmisión y, por tanto, a las

ruedas. Todos los ejes se apoyan en la carcasa del cambio por medio de cojinetes

de bolas, haciéndolo la punta del eje secundario (16) en el interior del piñón del

primario (30), con interposición de un cojinete de agujas.

Para transmitir el movimiento que llega desde el primario al árbol secundario, es

necesario hacer solidario de este eje a cualquiera de los piñones montados locos

sobre él. De esta manera, el giro se transmite desde el primario hasta el tren fijo o

intermediario, por medio de los piñones (26) (par de toma constante), obteniéndose

el arrastre de los piñones del secundario engranados con ellos, que giran locos

sobre este eje. Si cualquiera de ellos se hace solidario del eje, se obtendrá el giro

de éste.

La toma de velocidad se consigue por medio de sincronizadores, compuestos

esencialmente por un cubo estriado sobre el eje secundario, sobre el que a su vez

se monta la corona desplazable (7), también sobre estrías, pudiéndose desplazar

lateralmente un cierto recorrido.

En la figura 2.9 se muestra el despiece de una caja de cambios de engranajes

helicoidales con sincronizadores, similar a la descrita anteriormente. El eje primario

forma en uno de sus extremos el piñón de toma constante (8) (de dientes

67

helicoidales) y también un pequeño piñón de dientes rectos, con una superficie

cónica lisa, como puede verse igualmente en la figura 2.8. Sobre el eje se monta el

cojinete de bolas (7), sobre el que apoya en la carcasa de la caja de cambios,

mientras que la punta del eje se aloja en el casquillo de bronce emplazado en el

volante motor.

Figura 2.9. Despiece de una caja de cambios convencional

En el interior del piñón del primario se apoya a su vez el eje secundario (10), con

interposición del cojinete de agujas (9). Por su otro extremo se apoya en la carcasa

de la caja de cambios por medio del cojinete de bolas (12). Sobre este eje se

montan estriados los cubos sincronizadores (2 y 5), y locos los piñones (3, 4 y 14).

Así, el cubo sincronizador (2), perteneciente a 3a y 4a velocidades, va estriado

sobre el eje secundario, sobre el que permanece en posición, retenido por los

68

anclajes que suponen las correspondientes arandelas de fijación. En su alojamiento

interno se disponen los anillos sincronizadores (1) (uno a cada lado), cuyo dentado

engrana en el interior de la corona desplazable del cubo sincronizador (2). Estos

anillos acoplan interiormente, a su vez, en las superficies cónicas de los piñones del

primario (8) por un lado y del secundario (3) por otro. Este conjunto ensamblado

puede verse también en la figura 2.8.

Cuando la corona del cubo sincronizador (2) se desplaza lateralmente a uno u otro

lado, se produce el engrane de su estriado interior, con el dentado de los anillos

sincronizadores (1) y, posteriormente, con el piñón correspondiente en su dentado

recto (si se desplaza a la izquierda, con el piñón del primario (8) y a la derecha con

el (3) del secundario). En esta acción, antes de lograrse el engrane total, se

produce un frotamiento del anillo sincronizador con el cono del piñón, que iguala las

velocidades de ambos ejes, lo que resulta necesario para conseguir el engrane.

Una vez logrado éste, el movimiento es transmitido desde el piñón al cubo

sincronizador y de éste al eje secundario.

En este mismo eje se montan locos los piñones (4) (de 2ª velocidad) y (14) (de 1ª

velocidad), con los correspondientes anillos sincronizadores y cubo sincronizador

(5). Cada uno de los piñones del secundario engrana en toma constante con su

correspondiente par del tren intermediario (16), quedando acoplados como se vio.

En el tren intermediario se dispone un piñón de dentado recto, que juntamente con

el de reenvío (21) y el formado en el cubo sincronizador (5) de la y 2ª velocidades,

constituyen el dispositivo de marcha atrás, como posteriormente se verá.

69

El tipo de caja de velocidades descrito hasta aquí es de las denominadas de tres

ejes, donde el primario (1) (fig. 2.10) y el secundario (2) se sitúan en prolongación

uno de otro, apoyándose el último por su extremo izquierdo en el interior del piñón

(4) de toma constante del primario. Estos dos ejes se enlazan mecánicamente por

engranajes a través del tren intermediario (3), situado paralelamente a los

anteriores, cuyos piñones engranan con los respectivos del secundario, montados

locos sobre él como se ha visto, y dotados de sincronizadores, que en el caso de

esta caja están situados: el (5), perteneciente a 3ª y 4ª velocidades, entre los

piñones (4) de toma constante y (7) del secundario; y el perteneciente a 1ª a y 2ª

velocidades, entre los piñones locos (8) y (9) del secundario.

Figura 2.10. Disposición adoptada por una caja de cambios de tres ejes

70

El movimiento lateral de los sincronizadores para lograr las distintas relaciones de

marcha se consigue por medio de una timonería adecuada, gobernada por la

palanca de cambios (10), como ya se verá.

1.1.1.2.5. Funcionamiento de la caja de velocidades

Constituida la caja de velocidades como se ha explicado, las distintas relaciones se

obtienen por la combinación de los diferentes piñones, en consonancia con sus

dimensiones. Denominamos relación de una caja de cambios a la relación que

existe entre las velocidades del árbol de entrada y el de salida.

Sabido es que en la transmisión de movimiento en un sistema de engranajes como

el representado en la figura 2.11, el número de revoluciones del eje de salida con

respecto al de entrada depende del número de dientes de las ruedas dentadas en

uso.

Figura 2.11. Transmisión del movimiento en los sistemas de engranajes

71

En el ejemplo de la figura, siendo (A) el eje de entrada y (D) el de salida, el

movimiento se transmite desde el piñón (A) al (B) y del (C) al (D), resultando

conductores (A y C) y conducidos (B y D). Como los diámetros de estos piñones, y

en consecuencia el número de dientes, son distintos, en la transmisión del

movimiento el piñón (B) gira menos rápido que el (A), aunque sus velocidades

periféricas sean iguales y, por la misma razón, el (D) toma un movimiento más lento

que el (C). Si (B) tiene doble número de dientes que (A), gira exactamente a la

mitad de régimen que éste, es decir, por cada vuelta completa del eje de entrada se

obtiene media vuelta en el tren intermediario. Igualmente, si (D) tiene doble número

de dientes que (C), gira a mitad de régimen que él, lo cual supone una nueva

reducción, resultando que el eje de salida da un cuarto de vuelta por cada

revolución completa del eje de entrada. Este resultado se obtendría igualmente con

la utilización de un sistema de engranajes de reducción simple, cuyo piñón

conducido fuese cuatro veces mayor que el conductor, como se ha representado en

el detalle de la figura.

Así pues, la relación de velocidad entre los ejes de entrada y salida es:

El sistema de engranajes de doble reducción utilizado en las cajas de velocidades

resulta más compacto y presenta la ventaja esencial de tener alineados entre sí los

ejes de entrada y salida; sin embargo, en la actualidad son más utilizadas las cajas

de dos ejes (que se describen más adelante), por la simplicidad de las mismas,

A

B

C

D ×

72

sobre todo en aplicaciones para vehículos de tracción delantera.

Para la obtención de las distintas relaciones o velocidades en una caja de cambios

el conductor acciona una palanca, mediante la cual se produce el desplazamiento

de los distintos cubos de sincronización, obteniéndose las diferentes velocidades de

la forma siguiente:

• Primera velocidad: el desplazamiento hacia la derecha del sincronizador de

1a-2a (detalle 1 de la figura 2.12) produce el enclavamiento del

correspondiente piñón secundario, que se hace solidario de este eje. Con

ello, el giro es transmitido desde el primario, como muestra el esquema de la

cadena cinemática, obteniéndose la oportuna reducción. Suponiendo que el

número de dientes de los piñones que entran en juego en esta relación sea,

según el sentido de movimiento desde el eje de entrada, 17, 29, 15 y 33

respectivamente, la relación es:

lo cual supone que, para cada revolución del eje de salida, el de entrada ha

de dar 3,75 vueltas. En esta velocidad se obtiene la máxima reducción del

giro, dada la relación de los diámetros de los piñones conductores y

conducidos. De forma inversa, esta reducción de giro supone una

multiplicación del par motor.

• Segunda velocidad: para obtener esta relación debe producirse el

75,315

33

17

29 =×

73

desplazamiento a la izquierda del sincronizador de la 1ª-2ª (detalle 2),

logrado el cual se consigue el enclavamiento del correspondiente piñón

secundario, que se hace solidario del eje, por lo que el giro es transmitido a

través de los piñones reseñados en el esquema, obteniéndose una

reducción distinta a la anterior. Si el número de dientes del par de piñones de

salida es, respectivamente, de 20 y 27, la reducción obtenida es:

menor que en el caso anterior, como puede deducirse también observando

el tamaño de los piñones de salida, manteniéndose los de toma constante

del primario e intermediario.

• Tercera velocidad: el desplazamiento a la derecha del sincronizador

correspondiente (detalle 3) produce, al igual que en los casos anteriores, el

enclavamiento del correspondiente piñón secundario, que se hace solidario

de este eje. Dado que el tamaño de este piñón y su par del intermediario es

distinto a los anteriores, se obtiene una reducción diferente. Siendo el

número de dientes de esta pareja de piñones de 24 y 21 respectivamente,

según el sentido de movimiento, la relación final es:

3,220

27

17

29 =×

49,124

21

17

29 =×

74

• Cuarta velocidad: cuando el conductor lleva la palanca de cambios a la

posición correspondiente a esta velocidad, se produce el desplazamiento

hacia la izquierda del sincronizador correspondiente (detalle 4), con lo cual

se hacen solidarios los ejes primario y secundario, transmitiéndose el giro

directamente de uno a otro, sin que exista reducción alguna. Esto es lo que

se llama toma directa y, en ella, el giro se transmite íntegramente del eje de

entrada al de salida.

• Marcha atrás: cuando el conductor lleva la palanca de cambios a la posición

correspondiente a esta velocidad, se produce el desplazamiento de un piñón

auxiliar, que entra a engranar con otros dos de dientes rectos,

pertenecientes a los trenes intermediario y secundario respectivamente

(detalle R). Con esto se consigue una nueva relación, e invertir el giro del

tren secundario con respecto al primario. Suponiendo que el número de

dientes de los piñones del secundario e intermediario sean respectivamente

de 15 y 34, cualquiera que sea el del piñón auxiliar, la relación obtenida es:

pues este piñón no modifica la relación existente entre los del intermediario y

secundario, actuando únicamente como inversor de giro. Hay que hacer

notar que el piñón del secundario perteneciente a esta velocidad es solidario

del eje, al contrario que ocurre con los restantes de este mismo eje.

87,315

34

17

29 =×

75

Figura 2.12. Cadena cinemática de una caja de cambios

En la caja de velocidades explicada, se obtienen cuatro velocidades hacia adelante

y una hacia atrás. Por esta causa se dice que es una caja de cuatro velocidades.

Existe además una posición (detalle N) en la que los sincronizadores permanecen

quietos, sin desplazamiento hacia ninguno de los lados. En esta posición, el giro del

primario no es transmitido al secundario, puesto que no se obtiene enclavamiento

de ninguno de los piñones de este eje. Se dice entonces que la caja está en punto

muerto, donde se permite el giro del motor en vacío, sin que sea transmitido a las

76

ruedas.

Se comprende que para seleccionar una relación cualquiera deberá enclavarse uno

sólo de los piñones del secundario, debiendo quedar los demás en sus posiciones

de reposo (locos sobre el eje), para evitar el bloqueo que se produciría con la

selección de dos velocidades al mismo tiempo. Por esta causa se dispone en el

mecanismo de selección de velocidades un sistema de enclavamiento, que impide

el desplazamiento de dos sincronizadores de manera simultánea.

En la posición correspondiente a cualquier velocidad seleccionada, los piñones del

secundario son arrastrados en su totalidad por los del tren intermediario, girando en

vacío, es decir, sin transmitir su movimiento a este eje, que solamente lo recibe del

piñón que en esa velocidad permanezca enclavado. También en la posición de

punto muerto los piñones del secundario giran en vacío, pues el arrastre del tren

intermediario por parte del primario es continuo mientras el mecanismo del

embrague esté activado (posición de embragado).

1.1.1.2.6. Sincronizadores

Dada la constitución de una caja de cambios convencional como las hasta aquí

tratadas, en las que la toma de velocidad se obtiene con el desplazamiento de la

corona del sincronizador, cuyo dentado interno ha de engranar con el piñón loco del

secundario correspondiente a la velocidad seleccionada, se comprende que es

necesario igualar las velocidades del eje secundario (con el que gira solidario el

77

sincronizador) y del piñón a enclavar, que es arrastrado por el tren intermediario,

que gira a su vez movido por el motor desde el primario.

Con el vehículo en movimiento, al accionar el conductor la palanca del cambio para

seleccionar una nueva relación se produce de inmediato el desenclavamiento del

piñón correspondiente a la velocidad con que se iba circulando, quedando la caja

en posición de punto muerto. Esta operación es sencilla de lograr, puesto que

solamente se requiere el desplazamiento de la corona del sincronizador, con el que

se produce el desengrane del piñón. Sin embargo, para lograr un nuevo

enclavamiento, resulta imprescindible igualar las velocidades de las piezas a

engranar (piñón loco del secundario y eje), es decir, sincronizar su movimiento,

pues de lo contrario se producirían golpes en el dentado que pueden llegar a

ocasionar roturas y ruidos en la maniobra.

Como el eje secundario gira arrastrado por las ruedas en la posición de punto

muerto de la caja, y el piñón loco es arrastrado desde el motor a través del primario

y tren intermediario, para conseguir la sincronización se hace necesario el

desembrague, mediante el cual el eje primario queda en libertad, sin ser arrastrado

por el motor, y su giro debido a la inercia puede ser sincronizado con el del eje

secundario. Por esta causa, las maniobras del cambio de velocidad deben ser

realizadas desembragando el motor, para volver a embragar progresivamente una

vez lograda la selección de la nueva relación deseada. La acción de embragado

lento y progresivo evita "tirones" y brusquedades en la marcha, máxime cuando va

acompañada de una aceleración del motor también progresiva.

La función de un dispositivo de sincronización es, pues, igualar la velocidad del

78

piñón loco del secundario, con la de este eje.

Esto se consigue intercalando entre estas

dos piezas en movimiento un dispositivo de

embrague que lleve progresivamente la

velocidad del piñón loco a la del eje

secundario. El sincronizador que mejor

responde a estas condiciones de utilización

es el de tipo de embrague de conos de

fricción, como el representado

esquemáticamente en la figura 2.13.

El sincronizador de tipo más sencillo está formado por un cubo (M, fig. 2.14) que se

monta acanalado sobre el árbol secundario, de forma que pueda desplazarse

lateralmente un cierto recorrido. En sus dos caras laterales (B) se forman los conos

hembra y en su dentado exterior se practican unos taladros radiales, en los que se

alojan las bolas fiadoras (A), montadas sobre muelles.

Estriada sobre el cubo (M) se monta la corona (C), provista de una ranura circular

interna, en la que se alojan las bolas fiadoras en posición de punto muerto. En su

parte externa está labrada otra ranura circular, en la que se aloja la horquilla de

mando, como se verá posteriormente.

Figura 2.13. Embrague típico de conos de fricción

79

Figura 2.14. Estructura de un sincronizador

Contra la cara lateral del cubo se acopla el piñón (P), montado loco sobre el árbol

secundario y provisto de un cono macho y un pequeño dentado, con los que

acoplan respectivamente el cono hembra del cubo y el dentado interno de la

corona, en las maniobras de selección de velocidad.

En la posición de punto muerto, el conjunto sincronizador ocupa la posición

representada en el detalle A de la figura 2.15, donde los conos están desacoplados,

permitiendo el giro independiente y a distinta velocidad del cubo sincronizador

(arrastrado por el eje) y del piñón loco (movido por el tren intermediario).

En la maniobra del cambio de velocidad, para introducir la nueva relación, el

conductor lleva la palanca de cambio a la posición deseada y, con esta acción, se

produce el desplazamiento de la corona hacia la izquierda (detalle B de la figura),

arrastrando consigo al cubo sincronizador por medio de las bolas alojadas en la

80

ranura interior de la corona. En estas condiciones, el cono hembra del cubo entra

en contacto con el cono macho del piñón y debido al frotamiento entre ambos, las

velocidades de giro del piñón y del cubo se igualan. Recuérdese que en esta

maniobra el cubo gira con el eje secundario arrastrado por las ruedas y el piñón

gira loco sobre el eje (motor desembragado).

Figura 2.15. Fases del proceso de sincronización

Posteriormente, durante la maniobra, si continuamos aplicando esfuerzo sobre la

corona (detalle C de la figura), dado que el cubo se encuentra ya haciendo tope

contra el piñón, la corona se deslizará sobre el cubo venciendo la acción de las

bolas fiadoras, que se ocultan en sus alojamientos venciendo la acción de los

muelles. De esta manera se produce el engrane del dentado interno de la corona

con el piñón, quedando éste enclavado con el eje secundario, por lo que al

producirse la subsiguiente acción de embragado por el conductor el giro del motor

será transmitido desde el piñón loco al eje secundario, a través del cubo

81

sincronizador.

Para obtener un paso de velocidades silencioso, es necesario desplazar el cubo

sincronizador con suavidad, de manera que permita la sincronización completa

antes de que las bolas fiadoras se oculten en sus alojamientos y se produzca el

engrane de los piñones. Con un esfuerzo grande sobre la corona, las bolas se

ocultan antes de lograr la sincronización completa, permitiendo que los dientes de

la misma entren en contacto con los del piñón y, en estas condiciones, como las

velocidades de ambos no se han igualado aún, se producirán choques entre los

dientes, con el consiguiente deterioro y ruido. Por lo tanto, es deseable que dicho

contacto se produzca únicamente cuando la sincronización sea total, condición ésta

que cumplen los llamados sincronizadores absolutos, utilizados en exclusiva en las

cajas de cambio actuales, en diferentes configuraciones.

1.1.1.2.7. Sincronizadores absolutos

El sincronizador absoluto presenta frente al convencional anteriormente descrito

ciertas variantes significativas, de entre las cuales puede destacarse la utilización

de un cono hembra de sincronización postizo, en lugar de ir labrado en el cubo.

La figura 2.16 muestra la constitución de este tipo de sincronizador, donde puede

verse que el cubo (M) dispone también de un estriado interior para su montaje

sobre el árbol secundario; pero en este caso se le inmoviliza axialmente para

impedir todo desplazamiento lateral. En su diámetro exterior está provisto de un

82

estriado longitudinal, sobre el que se practican tres cajeados en los que se alojan

las chavetas (A), sobre las cuales se monta a su vez la corona desplazable (C),

cuyo dentado interior acopla con el del buje y está provisto de una garganta anular

en la que encajan los resaltes de las chavetas (A), las cuales están provistas de

unas patillas en sus extremos, en las que encajan los anillos elásticos (R),

presionándolas contra la corona desplazable.

Figura 2.16. Despiece de un

sincronizador absoluto

En ambos laterales del cubo (M) y en cajeados apropiados, acoplan los piñones

locos (P, uno de cada lado), provistos del cono macho de embrague y del dentado

especial del sincronizador. Entre el cubo y el piñón se interpone el anillo

sincronizador (B), cuyo interior forma el cono hembra de embrague. Este anillo

posee un dentado idéntico al del piñón (P), en el que acopla la corona desplazable

(C) cuando se ejecuta la maniobra de selección de velocidad. En la periferia del

anillo opuesta al dentado se practican tres cajeados destinados a recibir los

extremos de las chavetas (A).

83

Figura 2.17. Vista en sección de un sincronizador absoluto

La figura 2.17 muestra este conjunto sincronizador ensamblado, en la posición

correspondiente a punto muerto, en la cual las chavetas (A) se encuentran

encajadas en la garganta anular de la corona desplazable C) por medio de su

resalte central, presionadas contra ella por la acción de los muelles elásticos (R). El

anillo (B) se encuentra ligado al conjunto por medio de las chavetas (A) que se

alojan en sus cajeados, de manera que son arrastrados en rotación por el propio

buje (M), quedando el anillo separado ligeramente del piñón (P), con lo que ambos

conos no están en contacto.

La anchura de las chavetas es inferior a la de los cajeados del anillo sincronizador

(B), en una magnitud tal que el dentado del anillo puede desplazarse medio diente

a la derecha o a la izquierda con respecto al dentado de la corona desplazable (C).

Ello constituye la llamada interdicción, que será causa de imposibilidad de engranar

84

la velocidad hasta conseguir la sincronización total, como veremos a continuación.

En el funcionamiento, cuando el conductor acciona la palanca del cambio para

seleccionar una determinada velocidad, la corona desplazable se mueve hacia el

piñón que se precisa engranar (detalle A de la figura 2.18), arrastrando consigo a

las chavetas, cuyos extremos empujan a su vez al anillo de sincronización contra el

cono macho del piñón loco, entrando ambos conos en contacto (detalle B de la

figura).

Figura 2.18. Fases del

funcionamiento del

sincronizador

Si las velocidades del cubo sincronizador y del piñón loco son diferentes, el anillo

de sincronización sufre una fricción para llevar progresivamente el piñón a la misma

velocidad de rotación que el cubo. Esta fricción trae como consecuencia la creación

85

de un par resistente en el anillo sincronizador, de manera que los cajeados del

mismo se apoyan fuertemente contra una de las caras laterales de las chavetas,

adelantándose ligeramente en el giro el valor de medio diente, con lo cual no existe

coincidencia entre el dentado del anillo sincronizador y el de la corona desplazable,

la cual no puede continuar avanzando hacia el piñón, constituyéndose así la

interdicción.

Cuando se ha logrado la sincronización debida al frotamiento de ambos conos

(detalle C), el piñón loco gira a la misma velocidad que el conjunto buje-corona,

desapareciendo el par resistente en el anillo de sincronización, con lo cual los

dientes de la corona desplazable vuelven a situar el anillo en su posición inicial,

permitiendo el engrane de la corona desplazable con el dentado del piñón loco. El

avance de la corona desplazable hacia el piñón presiona las chavetas contra los

muelles elásticos, saliendo de la garganta circular pero manteniéndose en posición

sobre el buje.

Para desengranar la marcha, el conductor acciona la palanca del cambio de

manera que la corona desplazable se mueve en sentido contrario, separándose del

piñón. Las chavetas se mueven con ella hasta que sus puntas apoyan contra el

anillo opuesto, permitiendo que la corona desplazable continúe su avance hasta la

posición de punto muerto, en la cual los resaltes de las chavetas quedan

nuevamente incrustados en la garganta circular de la corona, debido a la presión

ejercida por los anillos elásticos.

La figura 2.19 muestra un modelo de sincronizador, también del tipo denominado

absoluto, donde el cubo (M) va enmangado a presión mediante acanaladuras en el

86

árbol secundario, quedando así inmovilizado sobre él, acompañándolo en su giro.

En su diámetro exterior dispone de un estriado convencional sobre el que se acopla

la corona desplazable (C), en la cual se forma el cono hembra de embrague, en un

diámetro mayor que el del estriado, resultando así un cono de gran dimensión que

ejercerá una importante acción de frotamiento, generando un par de frotamiento

elevado.

Figura 2.19. Despiece de un sincronizador

En el diámetro externo del anillo sincronizador (B) se forma el cono macho de

embrague, que acopla en .as maniobras con el cono hembra de la corona. En la

zona interna del anillo se disponen tres patillas de sección trapecial, que se alojan

por un lado en sendos cajeados del piñón loco y se mueven con él, y por otro lado

se alojan en los cajeados laterales del cubo, sobre los que hacen tope axial. La

87

parte interior de las patillas tiene forma cónica y en ellas apoya el muelle (R)

empujando al anillo (B) contra el cubo (M).

El piñón (P) se monta loco sobre el árbol y dispone de un pequeño dentado en el

que engrana el estriado interior de la corona desplazable en la maniobra de

selección de velocidad. Espaciados 120° se disponen tres cajeados destinados a

recibir las patillas del anillo sincronizador. Estos cajeados presentan a ambos lados

unas rampas donde apoyan las patillas del anillo sincronizador en las maniobras de

selección.

Figura 2.20. Ensamblaje del sincronizador

La figura 2.20 muestra este tipo de sincronizador ensamblado, donde puede verse

el acoplamiento de todos los componentes para la posición de punto muerto, en la

cual el anillo (B) tiene sus patillas alojadas en los cajeados del piñón, siendo

88

arrastrado por éste, mientras que el muelle (R) lo empuja contra el cubo (M), con el

que hacen tope las patillas impidiendo que el cono macho del mismo entre en

contacto con el cono hembra de la corona desplazable.

En las maniobras de selección de velocidad, la corona desplazable (C) (fig. 2.21) es

empujada contra el piñón (P), entrando su cono hembra en contacto con el cono

macho del anillo sincronizador (B), produciéndose la fricción entre ambos para

igualar las velocidades de rotación, que en este instante son diferentes. Como

consecuencia de esta fricción, aparece un par resistente que arrastra al anillo (B)

en una ligera rotación, haciendo que una de las caras achaflanadas de sus patillas

se aplique contra la entrada de los alojamientos del piñón loco (P), como muestra el

detalle de la figura. En estas condiciones, el anillo sincronizador queda enclavado,

impidiendo que la corona (C) pueda seguir desplazándose hacia el piñón (P).

Figura 2.21. Acción de interdicción del sincronizador

89

Cuando las velocidades de rotación del cubo y del piñón loco se han igualado, cesa

el rozamiento de los conos del sincronizador y desaparece el par de fricción creado,

con lo cual las patillas del anillo sincronizador quedan posicionadas centradas en

los cajeados del piñón (P), permitiendo el desplazamiento de la corona (C) hacia el

piñón para que su estriado engrane con el dentado recto del piñón. Con el

desplazamiento de la corona se mueve también el anillo sincronizador (B), cuyas

patillas encajan en los cajeados del piñón, comprimiéndose el muelle (R) al mismo

tiempo. En esta posición (fig. 2.22) queda enclavada la velocidad seleccionada.

Figura 2.22. Posición de enclavamiento de la velocidad

Otro de los sincronizadores absolutos utilizado frecuentemente en la actualidad es

el representado en la figura 2.23, donde puede verse que el buje (8) va montado en

el árbol sobre acanaladuras, de la manera convencional. En su periferia, el buje

90

está provisto de tres patillas que encajan en sendos cajeados de la corona

desplazable (7), provista del correspondiente estriado interno para su engrane con

el dentado de los piñones locos (2), emplazados en ambos laterales.

Figura 2.23. Despiece de un sincronizador

En cada uno de estos piñones y en cajeados apropiados se aloja un anillo

sincronizador (3), cuyas puntas apoyan en el resalte externo de la zapata (5), sobre

la cual apoyan a su vez los extremos de las bandas de frenado (6), mientras que el

otro extremo de las mismas se apoya en el tope (4), quedando este conjunto en el

interior del anillo sincronizador (3), ensamblado en el cajeado del piñón loco y

91

cerrado por su arandela (1). La figura 2.24 muestra en detalle esta disposición de

montaje.

Cuando se acciona la corona desplazable (7) para seleccionar una velocidad, el

dentado interno de la misma oprime el anillo sincronizador (3), arrastrándolo

ligeramente en su giro, haciendo que una de las puntas del mismo empuje a la

zapata (5) en el sentido de giro, la cual, a su vez, produce un empuje sobre la

banda de frenado (6) que, apoyada por su extremo opuesto en el tope (4) se

deforma hacia el exterior, aplicándose contra el anillo sincronizador (3), que como

consecuencia de este empuje se distiende aumentando de diámetro y rozando más

fuertemente contra la corona desplazable para efectuar la sincronización, al tiempo

que impide que la corona siga desplazándose.

Figura 2.24.

Disposición de montaje

del sincronizador

Cuando las velocidades de giro de la corona desplazable y el piñón loco se han

igualado, el anillo sincronizador (3) ya no está sometido a esfuerzo alguno y deja de

aplicarse contra la zapata (5), la cual a su vez deja en libertad la banda de frenado

(6), que ya no presiona al anillo sincronizador (3) y éste se contrae para permitir

92

que la corona desplazable siga avanzando hacia su engrane con el piñón loco,

quedando seleccionada la velocidad.

1.1.1.2.8. Cajas de cambio de dos ejes

En la actualidad existe una tendencia general a aunar en un sólo bloque la caja de

cambios, el mecanismo diferencial y el par de reducción. La disposición tradicional

de caja de cambios unida al bloque motor (situado en la parte delantera del

vehículo) y la transmisión del movimiento por medio de un árbol de mando hasta el

puente trasero, viene siendo sustituida por la disposición de tracción delantera, con

motor, caja, diferencial y par de reducción agrupados en la parte delantera del

vehículo. Resulta de esta manera simplificado el conjunto de mecanismos que

transmiten el movimiento desde el motor a las ruedas y, concretamente, el conjunto

caja-diferencial, adaptándose generalmente en la caja de cambios una disposición

de los piñones en dos ejes.

En la figura 2.25 puede verse el conjunto caja-diferencial para un vehículo de

tracción delantera. El eje de mando (A), que recibe movimiento del embrague, está

acoplado al tren fijo o primario (B), constituido en este caso por cuatro piñones de

dentado helicoidal y uno de dientes rectos (R, para la marcha atrás), que engranan

con los correspondientes del secundario (C), montados locos sobre él. El eje

secundario termina en un piñón cónico (D), que engrana con la corona del

diferencial (E), a la cual transmite el movimiento, que con esta disposición de par

cónico cambia su sentido en 90° para aplicarlo a la s ruedas, al mismo tiempo que

93

se produce una reducción, debido al mayor tamaño de la corona, en cuya caja

interna (F) se aloja el mecanismo del diferencial, cuya constitución se estudiará

posteriormente.

Figura 2.25. Disposición de montaje del conjunto caja de cambios y diferencial para tracción delantera

Tanto el primario como el secundario se apoyan en la carcasa por medio de

cojinetes de rodillos troncocónicos, emplazados en los extremos de ambos ejes

como se muestra en (G) y (H) de la figura.

En la figura 2.26 se muestra el despiece de esta misma caja de velocidades, donde

puede apreciarse la peculiaridad de que la corona del sincronizador de 3ª-4ª está

94

dentada exteriormente, formando así el piñón (R) secundario de marcha atrás. Para

seleccionar esta velocidad, el sincronizador debe permanecer en posición de punto

muerto, pudiendo entonces engranar con su corona el piñón desplazable de

marcha atrás.

Figura 2.26. Despiece de una caja de cambios de dos ejes

Con esta disposición de la caja de velocidades en dos ejes resulta simplificado el

conjunto, cuyo tamaño es consecuentemente más reducido. No obstante, como el

movimiento es transmitido del eje de entrada al de salida por una sola pareja de

piñones, las cargas a que éstos están sometidos son mayores que en las cajas de

95

tres ejes, en las que el movimiento se transmite a través de dos parejas de piñones,

como ya se vio. Ello obliga a la utilización de materiales de alta calidad en la

fabricación de los engranajes y a la adopción de menores relaciones de reducción,

que son compensadas posteriormente con una mayor desmultiplicación del par de

reducción (generalmente 1:5 en lugar de 1:4).

La figura 2.27 muestra la cadena cinemática para la obtención de las distintas

relaciones. La primera velocidad (detalle 1) se consigue con el desplazamiento a la

izquierda del sincronizador correspondiente, transmitiéndose el movimiento desde

el piñón más pequeño del tren fijo al mayor del secundario, que es enclavado a este

eje por el cubo sincronizador. La desmultiplicación lograda es grande, dada la

relación de tamaño de los piñones.

La segunda velocidad se logra cuando el sincronizador correspondiente es

desplazado a la derecha, como muestra el detalle (2), obteniéndose una menor

reducción, dado el tamaño relativo de los piñones que entran en juego ahora.

La tercera y cuarta velocidades se obtienen con el segundo sincronizador, tal como

muestran los detalles (3) y (4). La cuarta velocidad en este caso resulta

prácticamente una toma directa, ya que los tamaños del par de piñones de esta

velocidad son casi iguales.

En el detalle (5) de la figura se muestra la cadena cinemática de marcha atrás,

relación ésta que se obtiene con el desplazamiento de un piñón intermedio, que

invierte además el giro en el secundario.

En la siguiente tabla se dan las relaciones de desmultiplicación de esta caja y los

96

desarrollos finales obtenidos, utilizando el vehículo unos neumáticos determinados,

cuyo desarrollo bajo carga es de 1,89 m. Los Valores de desmultiplicación se dan

en función del eje de entrada o del de salida (dos valores), es decir, el giro del

secundario para cada vuelta del primario (primer caso), o el número de vueltas que

ha de dar el primario para cada revolución del secundario (segundo caso), que es el

cociente de dividir el número de dientes de los piñones utilizados en cada

velocidad, tomando como dividendo el conductor (primer caso) o el conducido

(segundo caso).

Figura 2.27. Cadena cinemática de una caja de cambios de dos ejes

97

Tabla 2.1. Relaciones de desmultiplicación y desarrollos finales

Tomando de esta tabla los resultados para tercera velocidad, por ejemplo, para

cada vuelta del eje primario, el secundario da 0,656 de vuelta y en la salida del par

cónico se obtienen 0,159 de vuelta.

Dado que el neumático utilizado tiene un desarrollo de 1,89 m, supone que en cada

vuelta de las ruedas motrices se obtiene un desplazamiento del vehículo de 1,89 m,

por lo que en una vuelta del motor, que son 0,159 vueltas de rueda, el vehículo

recorre:

1,89 x 0,159 = 0,3 m

y lo que es igual, para 1.000 vueltas del motor, el vehículo alcanzará una velocidad

de 300 m/min, o lo que es igual,

hkm/181000

60300 =×

98

Este resultado, salvado el error de los decimales tomados en el cálculo, es

conocido como desarrollo de esta relación del cambio para un régimen motor de

1.000 r.p.m.

Una variante de este modelo de caja es la representada en la figura 2.28, donde

puede verse una disposición de los mecanismos similar a la de otros modelos, pero

destaca la particularidad de que los sincronizadores, con sus correspondientes

piñones locos, se distribuyen entre el tren primario y el secundario (un conjunto en

cada eje).

Figura 2.28. Disposición de sincronizadores en los dos ejes de la caja de cambios

99

El eje primario dispone los piñones fijos (A) y (B), de 1ª y 2ª velocidad

respectivamente, y el de marcha atrás (C), así como el sincronizador (F) y los

piñones locos de 3ª y 4ª velocidades (G) y (H) respectivamente; mientras que en el

eje secundario están labrados los piñones (D) y (E) de 3a y 4ª velocidad, y mon-

tados locos los (1) y (J) entre el sincronizador (K), cuya corona dentada, junto con

los piñones (L) y (C) forman el conjunto de marcha atrás. En este eje se forma el

piñón cónico (M) que da movimiento a la corona (N), constituyendo ambos el par

cónico de reducción. El despiece de la figura 2.29 perteneciente a esta misma caja

de velocidades muestra la simplificación obtenida con esta disposición, que facilita

las operaciones de montaje y desmontaje de los componentes, resultando al mismo

tiempo más sencillo el sistema de mando de las velocidades, debido al mejor

emplazamiento de los sincronizadores.

Figura 2.29. Ubicación de los sincronizadores en una caja de cambios de dos ejes

En este mismo despiece se observa la constitución de ambos ejes, con dos piñones

100

fijos y dos montados locos sobre él, con interposición de cojinetes de agujas. En la

corona del sincronizador de 1ª-2ª se dispone el dentado recto para la obtención de

la marcha atrás.

Es de destacar, en esta caja, que la cuarta velocidad resulta ligeramente

multiplicada, en vez de reducida, dado que el piñón de mando (montado loco en el

primario) es ligeramente mayor que el receptor E del secundario (fig. 2.28).

Cuando el posicionamiento de la caja de velocidades, en su implantación en el

vehículo, resulta transversal al eje longitudinal del mismo, no es necesario disponer

el par cónico de reducción, que en este caso es sustituido por un par recto. Esta

disposición se utiliza en los vehículos de tracción delantera con grupo

motopropulsor transversal.

Figura 2.30. Caja de cambios para motor de montaje transversal en vehículo

101

En la figura 2.30 se muestra en sección parcial este tipo de caja, donde puede

verse que el par cónico es sustituido por un par de engranajes rectos, donde la

corona transmite el movimiento a las ruedas, cuyos ejes de salida (transmisiones)

son paralelos a los de la caja de cambios (primario y secundario).

1.1.1.2.9. Supermarchas

Al considerar las posibilidades de un vehículo, hay que tener presente la potencia

necesaria para vencer las distintas resistencias y la potencia disponible del motor.

Generalmente se implanta un motor en el vehículo con potencia suficiente para

superar las peores condiciones de funcionamiento que se presenten en su

utilización, con la consideración de que habrá muchas condiciones de empleo en

las que no se requiera toda la potencia. Acoplando a este motor una caja de

velocidades con desarrollos apropiados, se logra el mejor rendimiento, aunque, no

obstante, en ciertas condiciones de utilización resulta beneficioso disponer de

desarrollos más largos en el cambio. Dicho de otra forma, en la utilización de un

vehículo por terreno horizontal, la potencia necesaria para vencer las resistencias a

la marcha no es preciso que sea muy alta, siempre que no se requiera la máxima

velocidad y, en estas circunstancias, con una relación de multiplicación puede

obtenerse la misma velocidad del vehículo para un régimen del motor más bajo, lo

que representa un menor consumo de combustible en estas condiciones de

utilización.

Las cada día mejores carreteras y autopistas permiten la marcha de los vehículos a

102

gran velocidad, propiciando el empleo de relaciones de multiplicación en el cambio

(supermarchas), y así, en las cajas de cuatro velocidades, la tercera se acerca

mucho a la toma directa, mientras que la cuarta velocidad es una supermarcha. En

las de cinco velocidades, las cuatro primeras se escalonan convenientemente,

llegando la cuarta a resultar prácticamente una directa y la quinta una supermarcha,

utilizada generalmente en circulación por carreteras llanas y autopistas.

Establecida la conveniencia de la utilización de relaciones multiplicadas en el

cambio de velocidades, en la actualidad los vehículos de turismo disponen en su

mayor parte de caja de velocidades con cinco marchas, siendo la quinta una

sobredirecta.

En la figura 2.31 se muestra la disposición adoptada para la obtención de la quinta

velocidad, consistente en la implantación de dos engranajes adicionales (A) y (B)

en los ejes primario y secundario respectivamente, que multiplican el giro en lugar

de reducirlo, para lo cual el piñón (B) del secundario es de menor tamaño que el

correspondiente (A) del primario. Generalmente, este par de engranajes nuevos se

sitúa fuera del recinto de la caja que aloja al resto de mecanismos, tal como

muestra la figura, disponiéndose una carcasa trasera (C) adicional para alojarlos. El

sincronizador (D) necesario para esta relación de marcha se emplaza junto al piñón

loco (A) del primario, en el extremo posterior de este eje. La figura 2.32 muestra el

despiece de esta misma disposición, donde se aprecia un posicionamiento de los

componentes similar al de otras cajas de este tipo. Esta característica de montaje

da opción al fabricante de disponer de cajas de velocidades de cuatro o cinco

marchas, con la sola modificación de la parte posterior o carcasa adicional. Véase

103

que este modelo de caja es similar a la de cuatro velocidades representada en la

figura 2.25.

Figura 2.31. Disposición adoptada para la obtención de la 5ª velocidad

Figura 2.32. Despiece de una caja de cambios con cinco velocidades

104

Figura 2.33. Caja de

velocidades transversal con

cinco relaciones de marcha

En las cajas de cambio de emplazamiento transversal en el vehículo, como la

descrita en la figura 2.30, la disposición de la 5ª velocidad se hace siguiendo los

mismos criterios ya mencionados, de manera que la misma carcasa de la caja se

aplica a las realizaciones en cuatro y cinco velocidades. La figura 2.33 muestra en

sección una caja de este tipo, de cuatro velocidades, y en detalle la implantación de

la 5ª velocidad en el extremo posterior de los ejes primario y secundario. En esta

figura se muestra claramente la disposición del par recto de reducción, formado por

el piñón (A) del secundario y la corona (B) que forma parte del mecanismo

diferencial (C).

105

1.1.1.2.10. Sistemas de mando en las cajas de veloc idades

La selección de las distintas relaciones del cambio de velocidades se logra con el

desplazamiento adecuado de los sincronizadores, como ya se ha visto en los

distintos modelos de cajas explicados. En gargantas apropiadas de las coronas de

sincronización se alojan las horquillas de mando que, a su vez, pueden ser movidas

por las barras desplazables a las que van fijadas. El conjunto de horquillas de

mando, barras desplazables y los correspondientes fiadores de posición recibe el

nombre de mando interno de las velocidades.

La figura 2.34 muestra el emplazamiento de las horquillas de mando (1) y (3) sobre

las gargantas correspondientes de las coronas de los sincronizadores, para el

accionamiento de los mismos. Estas horquillas se unen a unas barras desplazables

(2), que son accionadas por el dedo selector (6) de la palanca de cambios (4),

articulada en la rótula (5) sobre la tapa de la carcasa del cambio.

Cuando la implantación de la caja de velocidades en vehículo es propicia, se

dispone sobre ella la palanca del cambio (que maneja el conductor), de manera que

actúe directamente sobre las barras desplazables, para conseguir el movimiento de

las mismas en el sentido adecuado, tal como se muestra en la figura 2.34; pero

como este caso es poco frecuente, generalmente se adopta un sistema de mando a

base de bieletas que realizan la unión mecánica entre la palanca de cambio y las

barras desplazables. A este conjunto se le conoce con el nombre de mando externo

de velocidades.

106

Figura 2.34. Disposición del mando interno de las velocidades

La figura 2.35 muestra la disposición de un mando interno que acciona

directamente las barras desplazables con la palanca (P) del cambio de velocidad

que, articulando en su rótula esférica (C), posibilita los movimientos del extremo

inferior (I) de la misma, encajando en el montaje en las escotaduras (E) de las que

van provistas cada una de las barras desplazables. De esta manera se consigue

seleccionar el movimiento de cualquiera de las barras desplazables y sus

correspondientes horquillas, para la obtención de las distintas relaciones del

cambio. Hay que destacar, en esta disposición, que el mando del piñón desplazable

de marcha atrás se obtiene por medio del balancín (B).

107

Figura 2.35. Despiece de un mando

interno de velocidades

Figura 2.36. Disposición y

despiece del mando

externo de las

velocidades

En otros casos, las barras desplazables son accionadas por una barra adicional 1

(fig. 2.36) provista de un dedo selector (2) que encaja en las escotaduras de las

108

barras desplazables, de manera similar a la anteriormente descrita. Esta

disposición es utilizada cuando no es posible emplazar la palanca del cambio

directamente sobre la caja de velocidades y, entonces, es necesario utilizar un

conjunto de palancas (3) de enlace entre la palanca del cambio (4) y el dedo

selector (2). Este conjunto constituye el mando externo.

La figura 2.37 muestra con detalle el posicionamiento del dedo selector sobre las

barras desplazables, encajado en las escotaduras de manera que puede

desplazarse sobre ellas en sentido transversal, como indican las flechas, y hacia

adelante o atrás (mediante rotación del eje), para producir el desplazamiento de

cada una de las barras de selección de las velocidades.

El conjunto de eje selector y dedo se aloja en una carcasa, en la que se disponen

los muelles (1) y (2) que posicionan el dedo selector normalmente en la escotadura

de la barra desplazable correspondiente a 3a y 4a velocidades cuando la palanca de

cambio se encuentra en la posición de punto muerto, donde el muelle (1) empuja al

dedo selector hacia esa posición, hasta hacer tope contra el muelle (2), más fuerte.

Para seleccionar la 1ª ó 2ª velocidad, el eje de selección es accionado desde la

palanca del cambio desplazándose a la izquierda contra la acción del muelle (1),

hasta que el circlip apoya en la arandela, en cuyo instante el dedo queda

posicionado en la escotadura de la barra correspondiente a estas velocidades. Para

seleccionar la marcha atrás (AR), el eje de selección es desplazado hacia la

derecha contra la acción del muelle (2), mucho más fuerte que el 1, lo que

constituye un tope muy efectivo.

109

Cada una de las barras desplazables está provista de las escotaduras (F, fig. 2.35)

en las cuales puede alojarse una bola presionada por un muelle. En la posición de

punto muerto, la bola encaja en la escotadura central, fijando la barra en esta

posición, e impidiendo cualquier desplazamiento de la misma, como consecuencia

de las vibraciones o sacudidas que se producen con la marcha del vehículo.

Figura 2.37. Detalle de posicionamiento del dedo

selector

110

Cuando el conductor manipula la palanca del cambio para seleccionar una

velocidad, realiza un determinado movimiento, mediante el cual se produce el

desplazamiento de una de las barras (según la velocidad seleccionada), que

venciendo la acción del muelle, hace saltar la bola, la cual se alojará nuevamente

en otra escotadura una vez seleccionada la velocidad, fijando la barra en esa

posición para impedir que la velocidad se salga debido a las vibraciones o

sacudidas de la marcha.

Además de las escotaduras citadas, las barras desplazables presentan otras (G),

interrelacionadas entre sí, que mediante unos fiadores evitan el movimiento de

cualquier barra desplazable de su posición de punto muerto, mientras se encuentre

desplazada una de ellas por haber seleccionado una velocidad. Se evita de esta

forma la posibilidad de seleccionar dos velocidades a la vez, lo que sería causa de

rotura inevitable de los engranajes del cambio de velocidades.

Este conjunto de bolas y fiadores se aloja en orificios practicados en la carcasa del

cambio, posicionados perpendicularmente a las barras desplazables. La figura 2.38

muestra el emplazamiento de bolas y fiadores sobre las barras desplazables. Las

bolas (1) y (2), presionadas por sus correspondientes muelles, se alojan en las

escotaduras de las barras desplazables de manera que fijan su posición de punto

muerto o de velocidad engranada. Cuando el conductor selecciona una velocidad,

la barra se desplaza, haciendo que la rampa de la escotadura empuje a la bola

contra su muelle, permitiendo el desplazamiento de la barra hasta la posición de

velocidad engranada, en la que la bola se incrusta en una nueva escotadura,

fijando así la posición en la nueva velocidad seleccionada.

111

Con este mismo movimiento de la barra desplazable se consigue que los fiadores

(3) y (4) enclaven las barras restantes, evitando que puedan engranar dos

velocidades a la vez. Si es la barra (5) la que se mueve, el fiador (3) es empujado

fuera de su escotadura, encajándose en la escotadura de la barra (6) que, de esta

manera, queda enclavada. Al mismo tiempo, por medio del empujador (8), el fiador

(3) presiona sobre el (4), que a su vez se incrusta en la escotadura de la barra (7),

impidiendo todo desplazamiento de la misma.

Figura 2.38. Emplazamiento de los fiadores del mando de las velocidades

La figura 2.39 muestra en detalle esta misma disposición, donde puede verse el

enclavamiento de una barra cuando la otra se ha desplazado de su posición de

punto muerto. Para que el sistema funcione correctamente, se dispone la longitud

de los fiadores y la profundidad de las muescas de manera conveniente para que el

desplazamiento de una barra produzca el enclavamiento de las otras dos.

112

Figura 2.39. Dispositivo para el enclavamiento de las velocidades

Cuando, por las características constructivas de la caja de velocidades, deban

disponerse las barras desplazables en otra posición, como puede ser la

representada en la figura 2.40, se utiliza un disco para el enclavamiento, dispuesto

de manera que el movimiento de cualquiera de las barras desplazables lo empuje a

incrustarse en las escotaduras de las otras dos, dejándolas enclavadas.

Cuando la implantación de la caja de velocidades sobre el vehículo no permite el

montaje directo sobre ella de la palanca de velocidades, se dispone un sistema de

mando a distancia, como ya se ha dicho. En la figura 2.40 se ha representado

esquemáticamente un mando externo de velocidades, donde puede verse que los

movimientos de la palanca del cambio son transmitidos al dedo selector por medio

de un sistema de bielas y palancas, capaces de producir los movimientos que

marcan las flechas de la figura, para seleccionar las distintas velocidades actuando

sobre las barras desplazables. El detalle de la figura muestra los recorridos de la

bola de la palanca del cambio.

113

Figura 2.40. Detalle del

mecanismo de enclavamiento

de las velocidades

Figura 2.41. Mando externo de las velocidades

1.1.1.2.11. Características de las cajas de cambio

Existe una gran variedad de modelos de cajas de cambio en cuanto a su estructura

se refiere; pero en lo esencial, todas son similares, utilizando los convencionales

sistemas de engranajes y demás mecanismos ya mencionados, encerrados en una

114

carcasa generalmente de aleación ligera, cuya estructura se adapta a los

mecanismos internos, sistema de mando y acoplamiento al motor.

El rodar de los engranajes de la caja de cambios requiere una buena lubricación,

que atenúe el desgaste que se produce en los dentados de los piñones, como

consecuencia de su movimiento, y los esfuerzos a que están sometidos. El engrase

del conjunto de mecanismos se realiza por medio del aceite contenido en el interior

de la caja de cambios, que alcanza un determinado nivel, que impone el tapón de

llenado situado generalmente en un lateral de la carcasa, como se ha señalizado en

la figura 2.42. En su movimiento, los piñones pulverizan este aceite y lo proyectan

hacia todos los puntos, impregnando la totalidad de los mecanismos, que resultan

así suficientemente lubricados. La centrifugación del aceite ocasionada por el giro

de los engranajes produce una circulación de aceite desde el centro hacia la

periferia de los piñones, que es aprovechada para engrasar la zona de

acoplamiento de los piñones locos sobre el árbol.

Figura 2.42. Ubicación de los tapones

de llenado y vaciado del aceite de una

caja de cambios

115

Para este fin se disponen unas perforaciones adecuadas en los ejes de los trenes

de engranajes (fig. 2.43), de manera que el aceite pueda penetrar en su interior,

aspirado por el efecto de centrifugación, pasando a la zona de acoplamiento del

piñón en el eje y saliendo por el orificio de evacuación. De manera similar se

engrasan los cojinetes de apoyo de los árboles de engranajes, a los que el aceite

salpicado llega por un conducto superior y es evacuado por otro inferior, como

muestra esta misma figura.

Figura 2.43. Dispositivos de engrase en las cajas de cambio

Para evitar que el aceite contenido en la caja de cambios pueda salir al exterior, la

unión de las distintas piezas a la carcasa debe ser estanca, lo que se logra con la

interposición de juntas adecuadas. Entre los ejes y la carcasa se interponen los

116

correspondientes retenes. La figura 2.44 muestra las zonas de estanqueidad de

una caja y los elementos utilizados para realizarla, que pueden ser: pasta selladora,

junta tórica o junta labiada (retén).

Figura 2.44. Ubicación de las juntas de estanqueidad en la caja de cambios

La ventilación interna se realiza a través de un aireador o respiradero, consistente

en una pequeña tubuladura, emplazada en una zona de la caja que se encuentra

fuera del alcance de las proyecciones de aceite y desemboca en el exterior de la

caja a través de una válvula que dificulta la salida de aceite. Este respiradero evita

que se creen presiones en el interior de la caja, capaces de provocar fugas de

aceite a través de las juntas de estanqueidad. La figura 2.42 muestra el

emplazamiento de esta válvula en la parte superior de la carcasa del cambio.

117

El aceite utilizado en la lubricación es mineral, generalmente de graduación SAE-

90, que tiene la propiedad fundamental de formar película consistente entre los

flancos de los dientes, que no se rompe fácilmente por presión, soportando las

elevadas temperaturas de funcionamiento (superiores en algunos casos a los

140°C).

Los engranajes de la caja son del tipo de dentado helicoidal, dado que presentan

ventajas esenciales sobre los de dentado recto, como son: un funcionamiento

silencioso y un desgaste mejor repartido entre los flancos del diente. En estos

engranajes, el esfuerzo total a que están sometidos en su funcionamiento se

descompone en tres direcciones: tangencial o de giro, axial y normal. Las

reacciones que provocan en los apoyos son, en consecuencia, de la misma clase;

por cuya causa suelen colocarse los piñones de tal modo que las componentes

axiales se compensen en parte, reduciéndose así el esfuerzo axial total. Este tipo

de dentado requiere la presencia de topes axiales en los extremos del eje, que en

general están constituidos por los propios cojinetes de rodillos troncocónicos,

emplazados en los extremos de los árboles de engranajes, en su acoplamiento a la

carcasa de la caja.

El piñón de toma constante del primario transmite todo el esfuerzo motor, debiendo

estar calculado para soportar el par máximo de éste. El valor del radio primitivo de

este piñón (que determina su dimensión y número de dientes), se fija generalmente

por sucesivos tanteos, tomando valores comprendidos entre 5/20 y 6/20 de la

carrera del cilindro motor, lo que supone generalmente un número de dientes

superior a 17. El de toma constante del tren intermediario se determina en función

118

de las relaciones deseadas para las distintas marchas.

Para repartir el desgaste de los dientes por igual en esta pareja de piñones y al

mismo tiempo evitar vibraciones en su funcionamiento, se fabrican de manera que

sus números de dientes sean primos entre sí.

1.1.1.2.12. Transmisiones automáticas

1.1.1.2.12.1. Convertidor hidráulico de par

Una caja de velocidades del tipo de engranajes paralelos, como es sabido, es un

convertidor mecánico de par, pues aumenta el par desarrollado por el motor en su

aplicación a las ruedas matrices, disminuyendo el giro de éstas. El convertidor

hidráulico de par realiza una función análoga, basándose en los efectos hidráulicos

que se producen en los embragues de este tipo, a los cuales se asemeja en su

constitución, comportándose de idéntica forma en algunas fases de su

funcionamiento, pero con diferencias fundamentales en otras, que le capacitan para

transmitir pares de salida superiores varias veces al de entrada, lo que no es

posible lograr con el simple embrague hidráulico.

El convertidor hidráulico de par actúa como embrague cuando el vehículo ha de

iniciar el movimiento partiendo del reposo, ejerciendo la máxima tracción cuando la

turbina está en pérdida o funcionamiento lento, lo que corresponde al instante en

que se requiere el máximo par. Conforme aumenta la velocidad de la turbina, la

multiplicación del par disminuye automáticamente, hasta que el par de salida es

119

aproximadamente igual al de entrada, existiendo muy poca diferencia entre las

velocidades del impulsor y la turbina.

Esencialmente el convertidor se diferencia del embrague hidráulico (fig. 2.45) en

que incluye un nuevo elemento, denominado reactor, instalado entre la bomba y la

turbina, que recoge el aceite a la salida de esta última y le da una orientación

adecuada para que incida convenientemente en los álabes de la bomba. Al entrar el

líquido en ésta con una inclinación adecuada, se restituye una parte de la energía

no gastada en la turbina, o lo que es igual, se ayuda a que gire la bomba, lo que

constituye un aumento del par motor.

Figura 2.45. Elementos del convertidor hidráulico de par

Al contrario de los embragues hidráulicos, en los que las palas del impulsor y la

turbina son rectas, en los convertidores hidráulicos las palas de éstos, así como las

120

del reactor, forman unos determinados ángulos de entrada y salida coordinados

entre sí, estando correspondientemente curvadas. En el funcionamiento, el aceite

es enviado desde la bomba, directamente hacia la turbina (fig. 2.46), proyectándose

de esta forma por la acción de la fuerza centrífuga. Ya en la turbina resbala hacia el

centro de la misma, para salir desde aquí hacia el reactor con la debida orientación

para incidir en sus álabes, que desviarán el aceite nuevamente para hacerlo incidir

sobre los álabes de la bomba en su zona central. Desde ésta, por la acción de la

fuerza centrífuga pasa a la zona externa para salir proyectado nuevamente hacia la

turbina, formando así el torbellino tórico.

Figura 2.46. Sentido del movimiento del aceite

En la figura 2.47 puede verse esquemáticamente y en sección la realización de un

convertidor hidráulico de par, donde la bomba o impulsor (I) se encuentra unida al

cigüeñal a través de la carcasa (C), mientras que la turbina (T) se enlaza al eje

121

primario de la caja de velocidades. El reactor (R) está montado sobre el cárter de la

caja de cambios a través de una rueda libre. De esta manera, la turbina (T) gira

libremente en el interior de la carcasa (C), unida a la bomba (I).

Figura 2.47. Estructura de un convertidor hidráulico de par

Al girar la bomba (I), el aceite que se encuentra entre sus palas es lanzado hacia

afuera y a la turbina (T) por efecto de la fuerza centrífuga. La energía mecánica

cedida por el motor es transmitida en forma de energía hidrodinámica a la turbina,

dentro de la cual esta energía del aceite vuelve a transformarse en energía

mecánica (par y número de revoluciones) al desviarse la vena líquida en los

122

canales curvados de las paletas.

El aceite que sale de la turbina en contra del sentido de giro incide sobre el reactor

(R), que es retenido por la rueda libre en la dirección de giro contraria al impulsor (I,

véase también fig. 2.46). Las palas del reactor desvían el aceite de nuevo en el

sentido de giro de la bomba y, debido a esta desviación, en el reactor se produce

un par que a través de la rueda libre encuentra apoyo en el cárter y se transmite por

el aceite a la bomba.

La suma de los dos pares (el cedido por el motor a la bomba y el transmitido por el

reactor a esta misma), es igual al par cedido por la turbina a la caja de cambios. La

relación entre el par saliente y el entrante en el momento de arrancar el vehículo es

aproximadamente de 3:1. La conversión va disminuyendo a medida que aumenta el

número de revoluciones de la turbina, cambiando también continuamente el sentido

de incidencia de la corriente sobre el reactor y su desviación en el mismo.

Si la corriente de aceite incide sobre el dorso de las paletas del reactor, ya no tiene

lugar ninguna desviación en él, por lo que comienza a girar en el mismo sentido que

la bomba y la turbina, alcanzando la conversión de par el valor 1. Este momento de

servicio, en el que la relación del número de revoluciones es de 0,86 a 0,91:1, se

denomina punto de embrague. Por encima del mismo, el convertidor realiza la fun-

ción de un embrague hidráulico y alcanza un rendimiento máximo de un 98%.

Así pues, la ventaja esencial del convertidor con respecto al simple embrague

hidráulico es que en el primero puede aumentarse el par motor, pues cuando existe

resbalamiento entre la bomba y la turbina (por ejemplo al subir una pendiente el

123

vehículo), el aceite que regresa de la turbina a la bomba se somete en el reactor a

un cambio de dirección, tomando la inclinación y velocidad más adecuadas para

incidir en las palas del impulsor, sumándose su velocidad a la que le proporciona la

bomba. Como consecuencia, se hace mayor la velocidad con que es impulsado

hacia la turbina, lo que supone un mayor esfuerzo en ésta o, lo que es igual, un

aumento del par.

1.1.1.2.12.2. Cajas de cambio automáticas

Un sistema de transmisión automática es aquel en que las distintas relaciones son

seleccionadas en función de la velocidad del vehículo y del régimen motor, sin que

el conductor se vea obligado a determinar el instante del cambio de relación, ni

realizar operación alguna para este fin. Un vehículo dotado de este sistema de

transmisión solamente requiere una palanca capaz de seleccionar la marcha

adelante o hacia atrás, mientras que la velocidad del mismo y los cambios de

relación se gobiernan directamente con el acelerador. Ello permite una conducción

flexible y económica, o deportiva, de acuerdo con la manera en que se solicite el

pedal del acelerador, dispensando al conductor de las acciones del cambio de

relación y la consiguiente maniobra del embrague, que le permiten una mayor

concentración en la pura conducción del vehículo, sin distracciones.

La figura 2.48 muestra la estructura de una transmisión automática constituida

esencialmente por el mecanismo desmultiplicador (2), que recibe movimiento del

motor a través del convertidor hidráulico (1) y lo transmite a las ruedas, en este

124

caso a través del par cónico y diferencial (4, tracción delantera). El mecanismo

desmultiplicador está constituido por trenes de engranajes epicicloidales que

establecen las relaciones de desmultiplicación, gobernados por elementos

mecánicos (frenos y embragues), hidráulicos (6) y eléctricos o electrónicos (7). El

par cónico de reducción realiza una función análoga al de un cambio convencional,

Figura 2.48. Estructura de una transmisión automática

125

incluyendo una pareja de piñones (8), llamados de descenso, que transmiten el

movimiento desde el eje de salida del mecanismo desmultiplicador al piñón cónico y

corona del diferencial.

La palanca de selección de un cambio automático (fig. 2.49) suele adoptar las

siguientes posiciones:

• "P" Aparcamiento y posición de arranque:

Cuando se selecciona esta posición, el eje de salida del movimiento queda

enclavado por medio de un trinquete, con lo cual la transmisión queda

bloqueada. Este dispositivo consiste en una rueda dentada instalada en el

árbol de salida de movimiento, que puede ser enclavada por el dedo de

aparcamiento, que es desplazado hacia la rueda por un pulsador activado

por la palanca se lectora, cuando ocupa la posición "P". Si el dedo no

penetra en una muesca, un muelle lo mantendrá bajo tensión y al menor

desplazamiento del vehículo, el dedo encajará en una muesca.

En esta posición de la palanca se lectora puede accionarse el motor de

arranque. Se utiliza en los estacionamientos del vehículo y debe ser

solicitada solamente cuando éste se encuentre completamente parado.

• "R" Marcha atrás:

En esta posición de la palanca selectora se activan los mecanismos de

mando correspondientes y la relación "marcha atrás" queda seleccionada. El

movimiento del vehículo se inicia en cuanto se acelera, por lo cual debe

126

seleccionarse únicamente a vehículo parado. Generalmente, esta posición

de la palanca selectora se encuentra bloqueada para una velocidad del

vehículo en marcha adelante superior a 10 km/h.

Figura 2.49. Palanca selectora de un cambio automático y mecanismo de enclavamiento

127

• "N" Punto muerto y posición de arranque:

La transmisión automática se encuentra en punto muerto, permitiendo el

arranque y posterior giro del motor, sin que sea transmitido movimiento a las

ruedas. En esta posición, el vehículo puede ser empujado y también

remolcado en trayectos cortos.

• "D" Directa:

Es la posición automática de marcha adelante, en la cual las distintas

relaciones engranan automáticamente, en función de las solicitaciones del

acelerador y la velocidad del vehículo. Generalmente se selecciona esta

posición para la circulación del vehículo por carretera y zonas urbanas. En

cuanto la palanca ocupa esta posición, queda enclavada la primera relación

del cambio, que puede ser seleccionada tanto a vehículo parado como en

marcha.

• "2" o "S" Segunda impuesta:

En esta posición solamente se producen los cambios de 1ª a 2ª y a la

inversa, todo ello automáticamente en función de la velocidad del vehículo y

el régimen del motor, quedando por tanto limitado el cambio a estas dos

relaciones. Se utiliza esta posición preferentemente en circulación por

montaña y puede ser seleccionada tanto a vehículo parado como en marcha.

En esta última condición, si el vehículo circula en posición "D", con la 3ª

velocidad engranada, solamente puede seleccionarse la posición "2" si el

régimen motor es inferior a un cierto valor, dependiendo esta limitación del

128

tipo de transmisión automática.

Cuando se selecciona esta posición a vehículo parado, queda engranada la

primera velocidad de inmediato.

• "1" o "L" Primera impuesta:

En esta posición queda seleccionada la 1ª velocidad, sin que se pueda

pasar automáticamente a otra relación. Con el vehículo en marcha,

solamente puede seleccionarse para velocidades inferiores a 50 km/h.

Las palancas de mando utilizadas en las transmisiones automáticas tienen un

recorrido rectilíneo y disponen de un seguro vertical que evita el paso a las

posiciones (P), (R), o (1) al desplazar accidentalmente la palanca. El seguro se

desbloquea mediante el dispositivo instalado en la parte inferior de la empuñadura.

Al oprimirla, se levanta un trinquete que se coloca frente al sector correspondiente a

las posiciones de la palanca, como indica la figura.

Los momentos en que se producen los cambios de relación con el vehículo en

marcha dependen de la velocidad adquirida, aunque también interviene la posición

del acelerador. Al pisar éste a fondo, se consigue el mayor rendimiento de cada

velocidad, mientras que si se acelera parcialmente, el cambio de relación se

produce a un régimen del motor bastante más bajo. También existe un dispositivo

automático que funciona al pisar bruscamente a fondo el acelerador, mediante el

cual se obtiene el paso a una velocidad más corta, siempre que las revoluciones del

motor no suban en exceso.

129

Así pues, existen tres posiciones características del acelerador, que determinan los

instantes de los cambios de relación, denominadas "PL" o poca aceleración, "PF" o

plenos gases y "RC" o retrocontacto, en la que al final de los plenos gases se activa

un interruptor para realizar el cambio a una relación inferior si el régimen de giro del

motor lo permite.

La figura 2.50 muestra un ejemplo de los umbrales de paso de las distintas

relaciones de marcha de un cambio automático de tres velocidades. Como puede

observarse, para la posición "PL" del acelerador (poca aceleración), el salto de 1ª a

2ª se produce a 25 km/h y el de 2ª a 3ª a 50 km/h, mientras que en las posiciones

"PF" (plenos gases) y "RC" (retrocontacto), el paso se realiza a velocidades

considerablemente más altas. Del mismo modo, en las retenciones o descensos de

la velocidad del vehículo, dependiendo de la posición del acelerador, el paso de 3ª

a 2ª, o de 2ª a 1ª se produce a distintas velocidades de marcha.

Figura 2.50. Umbrales de

paso de las relaciones de

marcha en función de la

posición del acelerador

Los umbrales de paso se modifican también en función de la posición que ocupe la

130

palanca selectora. La figura 2.51 muestra en esquema los umbrales de paso de las

velocidades en otro modelo de caja, para las posiciones "D" y "S", tanto en los

cambios a una marcha superior como a otra inferior. Aquí puede observarse, por

ejemplo, que en la posición "D", el paso de la a 2ª se realiza a una velocidad de 30

km/h, mientras que en la posición "S" se efectúa a 33 km/h, ambos casos para

posición "PL" del acelerador, mientras que en las plenas cargas estos umbrales de

paso están en 68 y 77 km/h respectivamente.

Figura 2.51. Umbrales de paso de las relaciones de marcha en función de la posición de la palanca selectora

1.1.1.2.12.3. Engranajes epicicloidales

Las cajas de cambio automáticas utilizan para la transmisión del movimiento un tipo

de engranajes llamados epicicloida1es o planetarios, en los que pueden obtenerse

131

diferentes combinaciones sin necesidad de mover piñones ni coronas

desp1azab1es. Las ruedas dentadas se encuentran permanentemente engranadas

y un cambio de marcha se obtiene mediante el accionamiento hidráulico de

embragues y cintas de freno, adecuadamente combinados, que frenan o bloquean

los distintos componentes del sistema planetario.

Un tren epicicloidal está constituido por un piñón planetario P (fig. 2.52), con

dentado externo, los satélites (S) en número de tres generalmente, el portasatélites

(PS) al cual se fijan éstos en sus ejes de giro y la corona (C) dentada interiormente.

Un tren de estas características puede suministrar varias relaciones y para obtener

cada desmultiplicación basta con solicitar dos de los elementos del tren. De esta

manera, las distintas relaciones se obtienen por el frenado de uno cualquiera de los

componentes (planetario, satélites o corona), o bloqueando el tren completo. Así,

las distintas relaciones se obtienen en la práctica de la siguiente forma:

Figura 2.52. Tren planetario

132

a) Cuando se frena la corona (detalle A de la figura 2.53) y se da movimiento al

planetario, se produce el arrastre de los satélites por parte de éste, que

ruedan sobre el dentado de la corona, produciendo a su vez la rotación del

portasatélites, resultando así una desmultiplicación grande. Si el movimiento

se diera al portasatélites, se produciría el arrastre del planetario y una

multiplicación de giro.

Figura 2.53. Obtención de movimiento en un tren planetario

b) Si el planetario es retenido (detalle B) y se da movimiento a la corona, se

obtiene el arrastre de los satélites, que ruedan sobre el dentado del

planetario, impulsando al portasatélites, consiguiéndose una relación de

desmultiplicación relativamente pequeña. Por el contrario, si se da

movimiento a los satélites se produce el arrastre de la corona, con la

consiguiente multiplicación de giro.

c) Frenando el portasatélites y dando movimiento al planetario, como indica el

detalle (C), se produce el arrastre de la corona, pues los satélites giran sobre

133

sus ejes, impulsados por el planetario, transmitiendo el movimiento de éste a

la corona, que gira en sentido contrario, obteniéndose una desmultiplicación.

Esta combinación tiene aplicación en la marcha atrás. Dando movimiento a

la corona, se obtendría una multiplicación del giro transmitido al planetario.

d) Bloqueando los elementos entre sí y dando movimiento al planetario, el

conjunto gira solidario efectuando una transmisión directa de movimiento.

1.1.1.2.12.4. Combinación de trenes epicicloidales

Mediante la utilización de un tren de engranajes planetarios, pueden obtenerse

distintas desmultiplicaciones frenando y dando movimiento a los distintos

componentes, como ya se ha visto. No obstante, con el fin de ajustar las relaciones

de desmultiplicación a las necesidades del vehículo, las cajas de cambio

automáticas suelen disponer varios trenes epicicloidales, de los que ciertos

elementos están unidos entre si de forma permanente y otros se enclavan

temporalmente por medio de sistemas de embrague, o son detenidos por medio de

frenos de cinta accionados, como los embragues, por dispositivos hidráulicos, para

obtener las distintas relaciones. Estos dispositivos son gobernados por el pedal del

acelerador y por el movimiento de las ruedas, actuando así para seleccionar las

distintas relaciones con arreglo al giro del motor y a la velocidad del vehículo, lo que

unido al mecanismo convertidor de par da una marcha suave y sin brusquedades al

vehículo, sin que el conductor deba preocuparse de efectuar los cambios de

velocidad (se seleccionan automáticamente) ni del manejo del embrague, que en

134

este caso se suprime.

La figura 2.54 muestra esquemáticamente la combinación de dos trenes

epicicloidales, cuyos elementos constitutivos son idénticos. Están vinculados entre

sí por los planetarios (P 1) y (P2), labrados en un sólo piñón y por la unión rígida del

portasatélites (PS 1) con la corona (C2). La salida del movimiento se realiza en esta

disposición por medio del eje del portasatélites (PS 1), como puede verse en la

figura, mientras que la entrada de movimiento se efectúa a través de un eje interior

al del portasatélites (el rayado en la figura), que termina en un tambor, que puede

ser embragado al perteneciente a los planetarios (P1 y P2, exterior a él), o al de la

corona (C1, interior).

Figura 2.54. Combinación de dos trenes epicicloidales

135

Figura 2.55. Elementos mecánicos de mando de un sistema planetario

En la figura 2.55 se han representado los elementos mecánicos de mando, que

frenan o embragan los distintos componentes de los trenes epicicloidales para

obtener las distintas relaciones. Para poder solicitar (C1), (PS2) y el conjunto de

planetarios (P), con arreglo a las condiciones necesarias para cada relación, se

utilizan los embragues o frenos de tipo multidisco en baño de aceite, que son

accionados por un circuito hidráulico. De esta manera, (C1) puede ser arrastrada

por el embrague (E1), (PS2) puede ser bloqueado por el freno (F1) y (P) puede ser

arrastrado por el embrague (E2) o bloqueado por el freno (F2), según las

condiciones requeridas para obtener las distintas relaciones, que en esta

disposición se logran de la siguiente forma:

136

• Marcha atrás: se obtiene frenando (PS2) con el freno (F1) y dando

movimiento al conjunto de planetarios (P), embragándolo con el tambor

impulsor (el rayado en la figura), por medio del embrague (E2). Con el giro

de (P) se produce el rodar de los satélites (S2) sobre sus ejes de giro, ya que

el portasatélites está frenado. De esta manera, la corona (C2) es arrastrada

en sentido contrario al planetario (P) y con una cierta desmultiplicación,

dependiente de la relación del número de dientes entre ambos. Por otra

parte, el movimiento de (P) de un lado y (PS1) de otro (este último es

arrastrado por C2), transmiten el empuje a la corona (C1), que gira en vacío.

• Primera velocidad: manteniendo frenado (PS2) por medio de (F1) y dando

movimiento a (C1) al embragarlo por medio de E1 con el tambor rayado en la

figura, se obtiene esta primera velocidad. E] giro de (C1) es transmitido a (P)

por medio de los satélites (S1), que giran a la velocidad de (C2) puesto que

están unidos a ésta, de forma que el giro de (P) produce el arrastre de (C2-

PS1).

• Segunda velocidad: se obtiene frenando (P) por medio de (F2) y dando

movimiento a (C1) activando (E1), que de esta forma arrastra consigo a los

satélites (S1), que ruedan sobre (P) y obligan a girar al portasatélites (PS1),

que transmite el movimiento de salida. Mientras tanto, (PS2) gira en vacío.

• Tercera velocidad: embragando al tiempo (P1-P2) y (C1) con el tambor de

entrada del movimiento (el rayado en la figura) al activar (E1) y (E2), se

obtiene el bloqueo del tren (1), con el cual el árbol de salida (PSl-C2) gira a

137

la misma velocidad que el de entrada, obteniéndose una relación directa.

En otros modelos de cajas automáticas, se adopta una disposición especial de los

trenes de engranajes epicicloidales, en lo que puede definirse como "agrupación

dos en uno", disposición ésta en la que se utiliza una sola corona, común a los dos

trenes, cada uno de los cuales está dotado de sus correspondientes planetarios y

satélites, de los cuales los primeros son independientes entre sí, mientras que los

segundos están enlazados por engrane directo. Este tipo de disposición se conoce

con el nombre de "planetario Ravigneaux".

Figura 2.56. Estructura de un tren planetario Ravigneaux

138

La figura 2.56 muestra esta disposición, donde puede verse que la corona (C)

engrana directamente con el conjunto de satélites (S2), montados sobre el mismo

eje portasatélites, de manera que uno de ellos engrane en el planetario (P2),

mientras el otro está engranado al satélite (S1), quien a su vez lo hace con el

planetario (P1). Tanto los satélites (S1), como los (S2), se encuentran fijados a la

misma corona portasatélites. La figura 2.57 muestra en vista frontal y perfil este

mismo sistema, donde se aprecia la disposición de engranaje de los planetarios 4 y

5 con sus respectivos satélites 3 y 2, engranados a su vez entre sí y el último de

ellos, además, con la corona 1.

Figura 2.57. Configuración del tren planetario Ravigneaux

En la figura 2.58 se muestra el esquema de esta disposición, donde puede verse

que el movimiento de la turbina puede ser aplicado a cada uno de los planetarios

(P1) y (P2), activando los correspondientes embragues (E1) y (E2). Este

139

movimiento será transmitido a través de los satélites (S1) y (S2) a la corona (C) y

desde ella al par cónico y a las ruedas. En la obtención de las distintas relaciones,

el freno (F1) actúa sobre el eje portasatélites (común a S1 y S2), el cual está

montado sobre un sistema de rueda libre (RL), que solamente permite el giro del

portasatélites en un sentido. El freno (F2) produce el enclavamiento del planetario

(P2) cuando es activado por el circuito hidráulico de mando.

Figura 2.58. Esquema de un sistema planetario Ravigneaux para cambio automático

La figura 2.59 muestra la cadena cinemática de obtención de las distintas

relaciones de marcha en un tren epicicloidal Ravigneaux. En la primera velocidad,

el movimiento de la turbina es trasmitido directamente al planetario (P1, ver también

fig. 2.58), el cual arrastra en su giro los satélites (S1), que a su vez transmiten el

movimiento a los satélites (S2), quienes arrastran la corona (C) en el mismo sentido

140

de giro pero a una velocidad reducida. Hay que destacar que en esta relación de

marcha, el portasatélites permanece inmóvil por la acción de la rueda libre sobre el

que va montado, girando los satélites sobre sus ejes respectivos, sin movimiento de

traslación. Efectivamente, el giro de los satélites (S1) arrastrados por el planetario

(P1) tiende a desplazar al portasatélites en sentido de giro contrario al planetario

(P1), a lo cual se opone la rueda libre sobre la que se monta este eje portasatélites.

Figura 2.59. Cadena cinemática

del tren Ravigneaux

Para la obtención de la segunda velocidad, el movimiento de la turbina está

aplicado al planetario (P1), mientras que el (P2) se mantiene inmovilizado. En estas

condiciones, el planetario (P1) da movimiento a los satélites (S1) y éstos a los (S2),

quienes, a su vez, arrastran la corona (C), rodando al mismo tiempo sobre el

141

planetario (P2) con un movimiento de traslación. Con ello se obtiene una relación

de desmultiplicación menor que en el caso anterior.

En la tercera velocidad el giro de la turbina es transmitido a la vez a ambos

planetarios (P1) y (P2), los cuales tienden a arrastrar a sus respectivos satélites

(S1) y (S2). Como estos satélites están engranados entre sí y tienden a girar en

sentido contrario unos de los otros, se produce un bloqueo del tren epicicloidal,

como consecuencia del cual la corona es arrastrada a la misma velocidad de giro

de los planetarios, obteniéndose así la directa.

En la obtención de la marcha atrás, el movimiento de la turbina es transmitido al

planetario (P2), mientras el portasatélites es bloqueado. En estas condiciones, el

planetario (P2) transmite movimiento a los satélites (S2) directamente, que girando

sobre sus ejes, sin traslación, arrastran la corona (C) en sentido contrario al giro del

planetario, obteniéndose así la marcha atrás.

En algunos modelos de caja automática con tren Ravigneaux se obtiene una cuarta

velocidad transmitiendo el movimiento de la turbina directamente al portasatélites e

inmovilizando al mismo tiempo el planetario (P2). Con ello se consigue el arrastre

de la corona directamente por los satélites, que ruedan sobre el planetario,

consiguiéndose así una multiplicación de giro y, por tanto, una relación de marcha

superior a la directa.

142

1.1.1.2.12.5. Elementos mecánicos de mando del cambio automático

En las cajas automáticas, la selección progresiva de las distintas relaciones de

marcha se consigue, como ya se ha dicho, mediante la utilización de distintos

frenos y embragues, que actúan sobre tambores apropiados, los cuales están

instalados sobre los ejes de planetarios, corona o portasatélites. Estos frenos y

embragues son accionados por sistemas hidráulicos, como veremos

posteriormente. Otros elementos de mando mecánico de las cajas automáticas son

la rueda libre y el dispositivo mecánico de aparcamiento.

a) Embragues

Como ya se ha mencionado, la misión de los diferentes embragues de un

cambio automático es la de enlazar rígidamente dos componentes de los

trenes epicicloidales, para lograr una determinada relación de marcha. En su

constitución están formados por un conjunto de discos guarnecidos,

intercalados entre discos de acero, que son presionados por un pistón, que a

su vez puede ser desplazado por presión hidráulica.

La figura 2.60 muestra en sección y despiece la constitución de un embrague

de tipo multidisco, utilizado en los cambios automáticos actuales. El conjunto

de discos guarnecidos (3) y de acero (4) está alojado en la campana (7), que

a su vez va estriada sobre el eje del planetario (9), de manera que ambos

son solidarios. En el interior de esta campana (7) se aloja también el tambor

del buje (15), sobre el que se acoplan los discos guarnecidos (3) por medio

de estrías, mientras que los discos de acero encajan en la campana (7) por

143

medio de resaltes. De esta manera, los discos guarnecidos son solidarios del

buje, mientras los de acero lo son de la campana.

El conjunto de discos recibe por un extremo el plato de apoyo (2), fijado a la

campana por el circlip (1), y por el otro extremo el plato de empuje (5), sobre

el que acopla el pistón (6), alojado en el cilindro formado en la campana (7).

Constituido así el sistema, el embrague se activa cuando llega hasta él la

presión hidráulica de mando a través del orificio (8) de comunicación con el

cilindro, aplicándose contra la cara derecha del pistón (6).

Figura 2.60. Constitución de un embrague multidisco

144

En estas condiciones se produce el desplazamiento hacia la izquierda del

pistón, comprimiendo el conjunto de discos guarnecidos y de acero,

haciéndolos solidarios, con lo cual el giro que desde la turbina del convertidor

hidráulico recibe el buje (15), es transmitido a la campana (7) y planetario (9),

a través del conjunto de discos.

Cuando el sistema hidráulico de mando no envía presión a este dispositivo,

la fuerza que contra el pistón realiza el muelle antagonista (10) lo hace

retroceder, liberando de presión al conjunto de discos, con lo que se produce

el desacoplo entre el tambor (15) y la campana (7), que en este caso ya no

resulta arrastrada en el giro.

b) Frenos

Tecnológicamente hablando, los sistemas de freno utilizados generalmente

en las cajas automáticas son similares a los embragues, con la salvedad de

que aquí la función que realizan es la de bloquear uno de los elementos del

tren epicicloidal, para lo cual uno de los componentes del conjunto de discos

debe estar fijado a la carcasa del cambio, mientras el otro se une al elemento

del tren epicicloidal. De esta manera, cuando se activa el freno, este

componente está bloqueado al solidarizarse a la carcasa del cambio.

La figura 2.61 muestra un dispositivo de freno para bloqueo del planetario

(P), donde el cuerpo de freno (6) está fijado a la carcasa del cambio y en su

interior se aloja el conjunto de discos, de los cuales los metálicos se fijan al

cuerpo de freno y los guarnecidos al cubo de embrague (E), que a su vez va

145

montado sobre estrías en el eje del planetario (P).

En el cuerpo de freno se forma el cilindro de mando, en el cual se aloja el

pistón (4), que bajo la presión hidráulica de mando puede desplazarse contra

el conjunto de discos, a los que presiona por medio del plato de empuje (2),

contra el plato de apoyo (1). De esta manera, los discos se solidarizan,

quedando unidos rígidamente el tambor (E) y el cuerpo de freno (6), y

bloqueado el planetario (P). Cuando el sistema hidráulico de mando corta la

presión de envío, el pistón (4) retrocede por la acción de los muelles

periféricos (3), que actúan sobre el plato de empuje (2), quedando liberados

los discos, con lo cual el tambor (E) puede girar libremente y, con él, el

planetario (P).

En otros modelos de cajas automáticas, el sistema de discos se sustituye por

una cinta de freno (8, fig. 2.62), fijada a la carcasa del cambio, que actúa

sobre el exterior de un tambor A para bloquearlo. En el interior de este

tambor se aloja el tren planetario, cuyo planeta forma parte del mismo

tambor de freno, que de esta manera puede ser frenado en determinados

momentos. El accionamiento de la cinta de freno se consigue en este caso

por medio de un servo (fig. 2.63), cuyo pistón es desplazado por la presión

hidráulica, provocando el cierre de la cinta de freno, a la que se enlaza por

medio de un vástago.

146

Figura 2.61. Dispositivo de freno multidisco

Figura 2.62. Dispositivo de freno de

cinta

147

Figura 2.63. Sistema de mando

de la cinta de freno

c) Rueda libre

En algunos modelos de caja automática se utiliza una rueda libre para el

bloqueo de uno de los componentes del tren epicicloidal, en uno de sus

sentidos de giro. La figura 2.64 muestra la constitución de este sistema,

montado en el interior de una corona inmóvil (A, solidaria en este caso con el

cárter de la caja automática), en la que se aloja una segunda corona (D),

vinculada al portasatélites del tren planetario. Entre estas dos coronas se

acopla el mecanismo de rueda libre, constituido por un determinado número

de elementos, formados a su vez por un cuerpo (C) y un rodillo (B) con

muelle.

En el sentido de rotación posible de la corona D vinculada al portasatélites, el

giro de ésta arrastra los rodillos, contra la oposición de los muelles,

permitiendo el giro de esta corona; pero cuando el sentido de rotación de la

misma es contrario al anterior, los rodillos se acuñan en el cuerpo,

148

bloqueando la rotación de la corona.

Figura 2.64.

Dispositivo de

rueda libre

d) Rueda de aparcamiento

Como ya se describió en la figura 2.49, la rueda de aparcamiento es un

mecanismo de enclavamiento de la transmisión automática, que se acciona

cuando la palanca selectora se lleva a la posición (P). La figura 2.65 muestra

la implantación de este mecanismo en una caja automática. En el eje de

salida se dispone la corona dentada (6), en cuyos huecos de dentado puede

encajar el dedo de enclavamiento (5), cuando es activado el mecanismo, lo

cual se logra accionando la palanca de mando, que va enlazada al eje (1),

del cual es solidario el sector dentado (9), que por medio del muelle espiral

(2) presiona la leva (3), que se aplica contra el dedo de enclavamiento (5),

montado sobre el eje (7) y mantenido en posición de reposo por el muelle

espiral (4).

149

Figura 2.65. Mecanismo de enclavamiento de la rueda de aparcamiento

Si en la ejecución de la maniobra el dedo de enclavamiento se presenta

sobre uno de los dientes de la rueda de aparcamiento, se produce la

compresión del muelle (4), que aplica fuertemente el dedo (6) sobre la

corona dentada, de manera que a cualquier pequeño movimiento de ésta

será capaz de introducir el dedo en uno de los huecos entre dientes.

1.1.1.2.12.6. Elementos hidráulicos de mando

La selección automática de las distintas relaciones de marcha en los cambios

automáticos se realiza por mediación de circuitos hidráulicos generalmente,

150

ayudados en algunas ocasiones por elementos eléctricos o electrónicos.

Figura 2.66. Circuito hidráulico de mando de una caja automática

El diseño de estos circuitos varía de unos modelos a otros, según el cambio

automático al que se aplican, pero en lo esencial difieren poco y utilizan

componentes similares. La figura 2.66 muestra el esquema de un circuito hidráulico

de mando, en este caso el utilizado en la caja explicada en la figura 2.58. La

activación de los frenos y embragues, para la obtención de las distintas relaciones

151

de marcha, está encomendada al distribuidor hidráulico (3), del que forman parte

varias válvulas de corredera, delimitadas en el esquema con líneas de trazos.

Hasta aquí se hace llegar el aceite a presión procedente de la bomba (P), que

también lo envía directamente al convertidor hidráulico de par (1) y a los puntos de

engrase (2) del cambio automático, como muestra la figura. Desde el distribuidor

hidráulico, el aceite puede pasar a los frenos y embragues, siguiendo un recorrido a

través de las distintas válvulas de paso, que depende de la posición que ocupa la

palanca selectora de velocidades, que actúa sobre la válvula corredera (4)

integrada en el distribuidor. Para una determinada posición de esta palanca, la

selección de las distintas relaciones de marcha es comandada por las

electroválvulas (5) y (6), que a su vez son gobernadas por el módulo electrónico

(C), cuyas señales de mando las proporciona el regulador-comparador (G), en

función de la velocidad del vehículo.

En el sistema de mando reseñado, los circuitos hidráulicos y electrónicos están

estrechamente relacionados para la obtención de las distintas relaciones de

marcha. La figura 2.67 muestra esquemáticamente una visión de conjunto

complementaria del circuito hidráulico de la figura anterior. La velocidad del vehí-

culo es detectada por el captador (1) y la posición del acelerador por medio del

sector (3), transmitiéndose ambas informaciones al calculador electrónico (2), que

también recibe información del interruptor (4) de fin de recorrido del acelerador y del

interruptor general (6) de posición de la palanca del cambio (5), que se activa al

mismo tiempo que la válvula de corredera (7). En función de estas informaciones

son activadas convenientemente las electroválvulas (8 y 9), para conseguir las

152

diferentes relaciones de marcha. En el cuadro de esta misma figura se indican los

elementos solicitados para la obtención de cada una de estas relaciones.

Figura 2.67. Componentes del sistema de mando de una caja automática

153

La bomba de aceite utilizada en los circuitos hidráulicos suele ser del tipo de

engranajes de dentado interior y se encuentra situada en la mayor parte de los

casos en la zona delantera del cárter del cambio, como muestra la figura 2.68,

recibiendo movimiento del motor a través del convertidor de par o embrague

hidráulico (según los casos), a cuya bomba o impulsor se une, suministrando bajo

presión el aceite necesario (siempre que el motor esté en funcionamiento) para

activar los distintos frenos y embragues de los trenes epicicloidales. En otras

ocasiones se sitúa en la parte trasera del cambio, recibiendo movimiento desde el

impulsor por mediación de un eje de mando. En cualquier caso, este tipo de bomba

suministra un caudal de aceite proporcional al régimen del motor, aspirándolo del

cárter inferior a través de un colador, para enviarlo a los diferentes circuitos de

accionamiento y engrase.

Figura 2.68. Ubicación de la bomba de aceite

1

154

El distribuidor hidráulico suministra el aceite a los distintos elementos del sistema, a

los que llega con la presión adecuada, efectuando la alimentación de embragues y

frenos, con el fin de obtener automáticamente las distintas relaciones del cambio.

Dependiendo del tipo de caja automática en el que se monten, los distribuidores

hidráulicos resultan diferentes en construcción, pero de funcionamiento análogo. En

la mayor palie de las aplicaciones son ayudados en su trabajo por componentes

eléctricos o electrónicos, como las electroválvulas ya mencionadas.

Para realizar las funciones que le son propias, el distribuidor hidráulico dispone

básicamente de una serie de válvulas como se representó en la figura 2.66, de

entre las que cabe destacar: válvula reguladora de presión (7), válvula manual (4),

válvula de paso (3) y válvula de secuencias (8).

En la figura 2.69 se muestra esquemáticamente el circuito hidráulico de

interconexión de estas válvulas fundamentales.

La válvula reguladora de presión (R), regula la presión del aceite que alimenta el

convertidor hidráulico de par, el circuito de engrase y el distribuidor hidráulico, a un

valor comprendido generalmente entre 3 y 5 bares. Esta presión queda aplicada a

la válvula manual (VM) y a través de ella a la de paso (VP) y la de secuencias (VR),

así como a los frenos, embragues y electropilotos, como puede verse también en la

figura 2.66.

La válvula manual (VM) tiene como función informar al distribuidor hidráulico de las

posiciones de punto muerto, marcha adelante o marcha atrás, para lo cual es

mandada desde la palanca selectora que maneja el conductor. Esta válvula

155

distribuye el aceite hacia los embragues y los frenos, a los que llega a través de las

válvulas de paso y de secuencias, con la que está conectada, como puede verse en

la figura. En cada una de las posiciones de la palanca selectora, la válvula manual

abre o cierra determinados circuitos para llevar el aceite a presión a los

componentes que en cada caso corresponda.

La válvula reguladora de presión (R) está alimentada directamente desde la bomba

de aceite, de manera que cuando la presión de envío sube por encima de un

determinado valor, es capaz de producir el desplazamiento de una corredera, con lo

Figura 2.69. Circuito hidráulico de las válvulas del sistema de mando

156

cual el exceso de presión es desahogado desde el conducto de llegada hasta el

cárter. El descenso consiguiente de la presión hace volver al distribuidor de

corredera a su posición inicial, empujado por un muelle, tapándose nuevamente el

orificio de descarga y repitiéndose el ciclo.

En un extremo de la válvula reguladora de presión se dispone, además, una

cápsula de depresión (fig. 2.70), cuya membrana está unida a la corredera del

distribuidor por medio de una varilla de empuje.

Figura 2.70. Disposición de la válvula reguladora de presión

157

Este tipo de regulador está constituido por una corredera desplazable (5),

mantenida en posición de reposo por el muelle antagonista (R1). De la corredera

forman parte los pistones (4) y (2), a los que está aplicada la presión de envío de la

bomba de aceite, a través de sus respectivos canales de alimentación (3) y (1), el

primero de los cuales pasa a través de la válvula manual, como se vio en la anterior

figura. En la posición de reposo, la corredera obtura el canal de alimentación (7),

por el que también llega aceite a presión directamente desde la bomba. La

corredera está enlazada por uno de sus extremos a la cápsula de depresión (6)

gobernada por el vacío de la admisión del motor.

Cuando los niveles de presión actuantes en los émbolos (2) y (4) son superiores a

la acción conjunta de: muelle antagonista (R1) y la cápsula de depresión con su

muelle (R2), se produce el desplazamiento de: conjunto hacia la derecha, con lo

cual la corredera (5) pone en comunicación el conducto de alimentación (7) con el

de vertido (8), permitiendo el escape de aceite hacia el cárter, con el consiguiente

descenso de la presión, que de esta manera queda regulada al valor conjunto de la

fuerza del muelle antagonista (R1), más la acción de la cápsula de depresión y su

muelle (R2), cuya fuerza depende de la posición de la membrana, es decir, del

grado de vacío actuante, que depende de la carga del motor.

Con el motor en ralentí, la mariposa de gases permanece cerrada, existiendo en el

colector de admisión una gran depresión, que actúa sobre la cámara de la

membrana, causando el desplazamiento de ésta hacia la derecha. Con este

movimiento se produce la compresión del muelle (R2) y la varilla de empuje se reti-

ra de su contacto con el vástago de la corredera. En esta situación, la cápsula no

158

ejerce acción alguna sobre la válvula y la presión de trabajo impuesta por ésta es

baja, lo que corresponde a un giro del motor en ralentí, donde el par a transmitir es

bajo.

Cuando el motor funciona a plenos gases (mariposa abierta totalmente), en el

colector de admisión reina la presión atmosférica, por lo cual, la membrana se

encuentra en equilibrio, ya que por ambos lados está sometida a la misma presión

(la atmosférica). En estas condiciones, el muelle (R2) desplaza la varilla de empuje

hacia la izquierda, entrando en contacto con el vástago de la corredera del

distribuidor de regulación. La acción combinada de estos dos muelles (R1 y R2)

ahora, hace que suba la presión de regulación, puesto que es necesaria una mayor

presión para que se produzca el desplazamiento del distribuidor de regulación hacia

la derecha.

Entre estos dos extremos existe toda una gama de fases intermedias. La cápsula

modula la presión de trabajo en función de la carga del motor.

Las modificaciones de la regulación de presión impuestas por la cápsula de vacío,

determinan el paso a una relación de marcha superior, que depende, en este caso,

de la posición que ocupa el pedal del acelerador.

El emplazamiento y constitución de las distintas válvulas se muestra en la figura

2.71, siendo 3 la válvula limitadora de presión VLP, acoplada al distribuidor por

medio de la bola 1 y muelle 2. Las válvulas de secuencia son 6 y 7, mientras 8 y 10

son las válvulas de paso. La válvula reguladora de presión VRP es 11 y 14 es la

válvula manual VM. La ubicación del conjunto distribuidor hidráulico en la caja

159

automática se vio en 6 de la figura 2.48, que muestra, además, la posición que

ocupan los electropilotos 7, bomba 5 y trenes epicicloidales 2, con sus frenos F1 y

F2 y embragues E1 y E2.

Figura 2.71. Emplazamiento de las válvulas en el distribuidor hidráulico

1.1.1.2.12.7. Funcionamiento del sistema hidráulico

El funcionamiento automático de las cajas de este tipo está regulado por el circuito

hidráulico, como ya se ha dicho, que es el que determina la relación que debe

seleccionarse en función de las condiciones de funcionamiento del motor y la

marcha del vehículo. En la selección de las relaciones intervienen la válvula manual

y las válvulas de paso, junto con los electropilotos incorporados a ellas que, como

160

veremos más adelante, reciben las señales eléctricas de una central electrónica.

Para las distintas posiciones que puede ocupar la palanca selectora que maneja el

conductor, se obtienen los resultados siguientes:

• Posición N: Punto muerto

La figura 2.72 muestra las posiciones que ocupan los diferentes

c

o

m

p

o

n

e

n

t

e

s

p

a

r

a

Figura 2.72. Posición de componentes del sistema hidráulico en punto muerto

161

la posición (N) de la palanca selectora, la cual actúa directamente sobre la

válvula manual (VM), al tiempo que cierra los circuitos eléctricos de los

electropilotos (EL1) y (EL2). En estas condiciones, la bomba (P) alimenta

simultáneamente el convertidor hidráulico, válvula de regulación de presión

(VRP), válvula manual (VM) y válvula de paso (VP).

En esta posición de la válvula manual no se permite la alimentación de

ninguno de los elementos de mando de los trenes epicicloidales, con lo que

se obtiene la posición de punto muerto. Al mismo tiempo, como los dos

electropilotos obturan los conductos de aceite respectivos, la presión se

ejerce en el lado derecho de la corredera de la válvula de paso (VP),

manteniéndola en posición extrema, cortando el paso de aceite para los

distintos frenos y embragues alimentados por ella.

Así pues, para esta posición de la palanca selectora ninguno de los órganos

de mando está activado, quedando la caja en posición de punto muerto. Sin

embargo, el convertidor hidráulico y el sistema de engrase del cambio están

alimentados de aceite, como puede verse en la figura.

• Posición A: Automática

Cuando la palanca selectora se coloca en esta posición para obtener una

conducción enteramente automática, la válvula manual es llevada a la

posición representada en la figura 2.73, al tiempo que el contactor (A) del

calculador electrónico establece el circuito eléctrico correspondiente.

Si el vehículo está detenido, la tensión del generador de impulsos es nula y

162

los electropilotos (EL1) y (EL2) son alimentados de corriente eléctrica, al

mismo tiempo que la válvula manual (VM) conserva abiertos los circuitos

hacia los electropilotos (como en la posición N) y, además, permite la

alimentación directa del embrague (E1) y la parte izquierda de la válvula de

paso (VP).

Figura 2.73. Circuito hidráulico en la posición A

Dado que la parte derecha de la válvula de paso presenta una mayor sección

163

que la zona izquierda, la corredera de esta válvula se mantiene desplazada

hacia la izquierda y, en estas condiciones, solamente es alimentado el

embrague (E1), con lo cual se obtiene la primera relación de marcha,

comenzando a rodar el vehículo.

A medida que el vehículo adquiere velocidad, la tensión eléctrica del

generador de impulsos va aumentando, hasta que alcanzado un determinado

valor, el electropiloto (EL1) es activado, permitiendo la salida de aceite por él

hacia el rebose. Con ello se produce un descenso de la presión aplicada a la

d

e

r

e

c

h

a

d

e

l

a

Figura 2.74. Posición de los mecanismos para la obtención de la 3ª relación de marcha

164

cremallera de la válvula de paso (VP), que se desplaza en este mismo

sentido hasta obturar el canal de comunicación con (EL1) para encontrar una

nueva posición de equilibrio, en la cual quedan comunicados los canales 1 y

2 de esta válvula de paso, permitiendo la llegada de presión hasta la válvula

de secuencias (VR), desde donde es alimentado el freno (F2) a través del

conducto (6).

Así pues, en esta nueva posición quedan alimentados el embrague (E1) y el

freno (F2), lo que corresponde a la segunda velocidad automática, como se

describió en el funcionamiento reseñado en la figura 2.58 correspondiente a

esta misma caja.

Si el vehículo continúa aumentando de velocidad, solicitado por el conductor,

la tensión eléctrica del generador sigue creciendo hasta un valor tal que

activa el electropiloto (EL2, fig. 2.74), permitiendo el escape de presión a su

través. Con ello, la corredera de la válvula (VP) se desplaza un poco más a

la derecha, hasta obturar el canal de comunicación con (EL2), encontrando

allí su nueva posición de equilibrio, en la cual permite la alimentación de

ambos extremos de la válvula de secuencias (VR), a través de los conductos

(2) y (3), al tiempo que el segundo de ellos alimenta directamente al

embrague (E2). En esta nueva posición de la válvula de secuencias, queda

cortada la comunicación con el freno (F2) que estaba establecida

anteriormente y, ahora, son alimentados los embragues (E1) y (E2), lo que

supone la selección de la tercera velocidad automática.

165

En los descensos de velocidad del vehículo, la selección de velocidades en

descenso se produce con un funcionamiento inverso al descrito.

• Posición 2 (Segunda impuesta)

Cuando se lleva la palanca de mando a esta posición (fig. 2.75), se obtiene

c

o

m

o

s

a

b

e

m

o

s

u

n

a

c

Figura 2.75. Circuito hidráulico en la posición 2

166

onducción automática en las dos primeras relaciones, para lo cual, en esta

posición de la palanca se activa el interruptor (2), que a su vez bloquea el

electropiloto (EL2), impidiendo que a su través pueda descargarse la presión

de aceite, con lo cual la corredera de la válvula (VP) no puede ir más allá de

la posición de equilibrio representada en la figura, en la que puede ser

alimentado solamente el freno (F2) a través de la válvula de secuencias (VR)

y el embrague (E1) directamente. El paso de primera a segunda y a la

inversa, se produce como en el caso de la selección automática (posición A

de la palanca), impidiéndose así el paso a tercera velocidad.

• Posición 1 (Primera impuesta)

En esta posición de la palanca selectora se bloquean ambos electropilotos,

en cuyo caso solamente puede ser alimentado el embrague (E1), con lo que

se obtiene la primera relación, sin que sea posible el paso a otra cualquiera.

• Posición R (Marcha atrás)

Para esta posición de la palanca selectora (fig. 2.76), el interruptor R produce

el bloqueo de los dos electropilotos, al tiempo que la corredera de la válvula

manual ocupa la posición representada en la figura, en la cual se permite el

paso de presión hacia el extremo derecho de la válvula de paso (VP) y hacia

el centro de ésta por el canal (7), encontrando el equilibrio en la posición

representada. En estas condiciones son alimentados el embrague (E2)

directamente por el conducto (8) y el extremo derecho de la válvula de

secuencias por el conducto (9), mientras que desde el conducto (4) se

167

alimenta el freno (F1) a través de la válvula de secuencias (VR). En

consecuencia, están alimentados el embrague (E2) y el freno (F1), con lo

que se logra la relación de marcha atrás.

Figura 2.76. Circuito hidráulico en la posición R

• Posición P (Aparcamiento)

Cuando se lleva la palanca del cambio a esta posición (fig. 2.77), la válvula

manual se sitúa como en la posición (N), impidiendo la alimentación de

168

cualquiera de los elementos de mando de los trenes epicicloidales,

quedando la caja en su posición de punto muerto. Al mismo tiempo y por

medio de un sistema de palancas se activa el mecanismo de enclavamiento

de la rueda de aparcamiento, como muestra el detalle de la figura.

Figura 2.77. Circuito hidráulico en la posición P

169

1.1.1.2.12.8. Elementos eléctricos de mando

En las cajas de cambio automáticas, cuyo sistema hidráulico de mando es ayudado

por componentes eléctricos o electrónicos, quedan simplificados notablemente los

circuitos hidráulicos, en beneficio de una mayor sencillez de fabricación, que por

otra parte facilita las intervenciones que deben realizarse. La fig. 2.78 muestra la

implantación de los distintos captadores, cuyo cometido fundamental pasamos a

describir.

Figura 2.78. Elementos eléctricos de mando de una caja automática

170

a) Electropilotos

Están emplazados en las válvulas de paso y tienen por misión abrir o cerrar

el canal de aceite de las mismas, para propiciar los desplazamientos de las

correderas y efectuar los cambios de relación. En cuanto a su constitución,

son electroválvulas compuestas por un electroimán y una bola de acero que

actúa como válvula, cerrando o abriendo el canal de aceite. Cuando se hace

llegar tensión eléctrica al electroimán se produce la atracción de la bola por

parte de éste, cerrándose el conducto de aceite. Si no llega tensión al

electroimán, la bola destapa el conducto permitiendo la salida de aceite.

La puesta bajo tensión de los electropilotos se realiza mediante la central

electrónica de mando, que determina los instantes precisos en que deben

ser activados los diferentes electropilotos.

b) Central electrónica

La central electrónica es la que determina los instantes en que deben

producirse los cambios de relación en la caja de cambios. Para ello es

preciso que reciba las informaciones necesarias de: velocidad del vehículo,

carga del motor y posición de la palanca selectora. Estas informaciones son

recibidas desde los captadores oportunos, emplazados en los lugares

adecuados y tratadas convenientemente en los circuitos electrónicos internos

y transformadas en impulsos eléctricos, que son enviados a los

electropilotos.

c) Captador de velocidad

171

Proporciona a la central electrónica la información de velocidad del vehículo,

para lo cual está emplazado en la propia caja de cambios, sobre el eje de

salida de la misma. Lo constituye un captador magnético de velocidad, capaz

de generar impulsos eléctricos, cuya frecuencia es proporcional a la

velocidad del vehículo. Este captador se emplaza frente a la rueda de

aparcamiento, de manera que el dentado de la misma produzca las

variaciones de entrehierro necesarias para generar la señal en el captador

magnético. En otros vehículos, el captador de velocidad es un generador

taquimétrico acoplado en la propia caja de cambios, de cuyo eje de salida

recibe movimiento, generando impulsos eléctricos que son enviados al

módulo electrónico para su tratamiento.

d) Captador de carga

Proporciona a la central electrónica la información necesaria de las

condiciones de carga del motor, para lo cual está ubicado sobre el eje de

mando de la mariposa de gases en el carburador, o caja de mariposa, según

los casos. Consiste en un potenciómetro cuya resistencia eléctrica varía

proporcionalmente con la posición de apertura de la mariposa de gases. En

algunos vehículos, el captador de carga se acopla directamente sobre el

generador taquimétrico para modificar las señales eléctricas que éste

produce, adecuándolas a la velocidad del vehículo y a la carga del motor.

e) Contactor multifunción

Proporciona a la central electrónica la información necesaria sobre la

172

posición que ocupa la palanca selectora. Por esta causa está emplazado

sobre la caja de velocidades, en la unión a ella de la palanca del cambio. Las

distintas posiciones de la palanca selectora son reconocidas en la central

electrónica por la variación de la señal recibida del contactar multifunción.

f) Retrocontacto

Es un interruptor posicionado en el final de recorrido del pedal de acelerador,

que envía una señal eléctrica al módulo electrónico cuando se alcanza esta

posición, al tiempo que se presiona el pedal para vencer la fuerza de un

muelle tarado.

1.1.1.2.12.9. Cambio automático por variador continuo

Desde hace algunos años está siendo utilizado en vehículos de turismo de pequeña

cilindrada, un cambio automático por sistema de variador continuo de velocidad,

similar al utilizado en motocicletas.

Consiste este sistema en una transmisión que adecua su desarrollo de modo

constante en función de las condiciones de marcha del vehículo y los

requerimientos de la conducción. Para conseguirlo se disponen dos poleas de

diámetro efectivo variable, unidas por medio de una correa metálica, como muestra

la figura 2.79.

173

Figura 2.79. Variador continuo de velocidad

Las poleas pueden modificar la anchura de sus gargantas por desplazamiento de

una de las caras sobre la otra (lateralmente), lo cual se logra aplicando a la cara

móvil una determinada presión de aceite, que es proporcionada por una bomba

instalada en la propia caja de cambios. De esta manera, resulta que el diámetro de

las poleas es variable, correspondiendo a cada una de estas variaciones una

determinada relación de marcha y, dado que existe un número infinito de

variaciones, se logra con ello un número de marchas también infinito, es decir, una

variación continua de la relación de marcha.

Cuando las dos caras de la polea conductora están separadas, las de la polea

conducida están juntas y existe una importante desmultiplicación en el giro

transmitido. Lo contrario ocurre cuando con el aumento del régimen del motor la

174

presión de aceite sube, desplazada la cara móvil de la polea de arrastre aumen-

tando el diámetro, al tiempo que la polea conducida es obligada contra la acción de

un potente muelle a disminuir su diámetro, adecuándolo a la longitud de la correa.

En estas condiciones, se produce una multiplicación del giro transmitido por el

motor.

Este tipo de caja automática dispone de un embrague electromagnético, como se

muestra en la figura, formado por dos tambores coaxiales de acero, contenidos uno

en el otro y separados por una escasa distancia, que a su vez se rellena de polvo

de hierro. En el tambor interior se dispone una bobina, que cuando recibe corriente

eléctrica magnetiza el tambor, así como el entrehierro existente, produciendo la

aglomeración del polvo de hierro, que a su vez solidariza el giro de ambos

tambores, de los cuales el interior está unido al eje motor y el exterior al eje de

entrada de la caja de cambios. Se comprende que cuanto mayor sea la corriente

eléctrica que pase por la bobina, mayor será la acción magnética de ésta y, varian-

do la corriente de forma adecuada, puede conseguirse una buena progresividad en

la acción de embragado. El proceso de variación de la corriente está controlado por

un sistema electrónico, que a su vez toma datos de la velocidad del vehículo,

régimen motor y posiciones del acelerador y la palanca del cambio.

175

La estrategia de mando de este tipo de embrague hace que se conecte a partir de

las 1.200 r.p.m. del motor aproximadamente y desconecte para velocidades del

vehículo inferiores a los 12 km/h. De acuerdo con la forma en que se solicite el

acelerador, el motor sube de régimen hasta un determinado valor, mientras las

gargantas de las poleas van modificando el diámetro y, consecuentemente, el

desarrollo, a medida que el vehículo gana en velocidad, sin que el conductor sienta

los cambios de marcha, que se producen de una manera continua.

Figura 2.80. Caja de cambios automática de variador continuo

176

La figura 2.80 muestra en sección este modelo de caja automática, en la que puede

verse que además del sistema variador continuo formado por las poleas, se

dispone un tren de engranajes paralelos con sincronizador para conseguir dos

desmultiplicaciones en el eje de salida y, por tanto, dos desarrollos distintos, de los

cuales el más corto se utiliza en recorridos de montaña y retenciones del motor.

Además de ello se acopla en la caja un tren adicional, para invertir el sentido de

giro del eje de salida para obtener la marcha atrás.

1.1.1.2.12.10. Cambio automático DSG

La caja de cambios DSG (Direct Shift Gearbox) es un desarrollo del grupo

Volkswagen. Tiene seis velocidades, y, como un cambio manual, tiene un par de

engranajes para cada relación. Lo que distingue a este cambio es que

prácticamente equivale a dos cajas de cambio normales, unidas y concéntricas: hay

dos embragues, dos árboles primarios y dos árboles secundarios (figura 2.81).

Al tener dos cajas de cambio juntas, el cambio no consiste en desengranar una

marcha y engranar otra, sino en embragar una de las cajas y en desembragar la

otra; por eso puede haber dos marchas seleccionadas simultáneamente. Este

procedimiento es mucho más rápido que el de un cambio normal, y tiene la ventaja

de que las ruedas nunca dejan de recibir fuerza del motor.

En un cambio de pares de engranajes normal, el mecanismo que cambia de

marcha es un desplazable que, al moverse, desconecta una marcha y conecta otra.

En el cambio DSG hay también desplazables, pero dos de ellos pueden estar

177

conectados simultáneamente. Cuando se circula en segunda, el desplazable de la

tercera puede estar conectado.

Figura 2.81. Componentes de la caja automática DSG

El proceso de cambio de marcha lo hace un sistema de dos embragues. En el

ejemplo anterior, un embrague está conectado a segunda velocidad y otro a la

tercera. Cuando el coche circula en segunda, sólo el embrague correspondiente

178

está embragado. Cuando cambia a tercera, se desembraga el del eje de la segunda

y embraga el de la tercera.

El cambio tiene un control electrónico con las funciones normales y, además,

determina qué marcha se preselecciona (si el coche va en tercera, se puede

preseleccionar la segunda o la cuarta).

El eje del motor está conectado a dos embragues multidisco independientes y

concéntricos. Cada embrague tiene mando hidráulico y está controlado

electrónicamente. De cada embrague parte un árbol primario, también concéntricos

(verde y rojo). En las figuras 2.82 y 2.83, el rojo es el de las marchas impares (y la

marcha atrás) y el verde es el de las marchas pares. Hay también dos árboles

secundarios, uno para las cuatro marchas más cortas, otro para las dos más largas

y la marcha atrás.

Las figuras 2.82 y 2.83 representan un cambio de primera a segunda. Inicialmente

(figura 2.82), la fuerza del motor (línea continua amarilla) se transmite a través uno

de los embragues multidisco (el rojo), a uno de los árboles primarios (rojo) y, de ahí,

al par de engranajes de primera velocidad (el piñón rojo más grande del árbol

secundario). Simultáneamente está preseleccionada la segunda velocidad. La línea

amarilla discontinua indica que por ahí pasaría la fuerza del motor si el otro

embrague (el verde) estuviera embragado: a través del árbol primario verde hacia

los piñones de segunda.

179

Figura 2.82. 1ª marcha engranada y 2ª preseleccionada

En la figura 2.83 se puede ver que el embrague rojo se desembraga y el verde se

embraga. La fuerza del motor (línea continua amarilla) pasa a través del árbol

primario verde hacia el par de piñones de segunda (en el árbol secundario, el piñón

verde). Simultáneamente, el desplazable del eje secundario se ha movido desde la

primera hacia la tercera. De esta manera, la tercera está preseleccionada. Con un

nuevo cambio de embragues se conectaría la tercera.

180

Figura 2.83. 2ª marcha engranada y 3ª preseleccionada

181

1.1.1.3. TRANSMISIÓN DEL MOVIMIENTO A LAS RUEDAS

1.1.1.3.1. Árbol de transmisión

La transmisión del movimiento de rotación desde la caja de velocidades hasta las

ruedas se realiza por medio de ejes de acero llamados comúnmente transmisiones.

El tipo y la calidad de los árboles de transmisión utilizados depende de diversos

factores, de entre los cuales cabe destacar: el par a transmitir, la velocidad de

rotación máxima y el tipo de propulsión del vehículo.

En función de la implantación del grupo motopropulsor en el vehículo, el sistema de

transmisión del movimiento a las ruedas difiere esencialmente de unos modelos a

otros, como es sabido, pudiéndose establecer dos grupos:

a) En los vehículos de motor y tracción delanteros, o los de motor y propulsión

traseros, el secundario de la caja de velocidades termina en un piñón cónico,

como es conocido, que da movimiento a una corona, la cual, a su vez, lo

transmite directamente a las ruedas por medio de sendos ejes de

transmisión, emplazados transversalmente en el vehículo.

b) En los vehículos de motor delantero y propulsión trasera, el movimiento se

transmite desde la caja de velocidades al par cónico de reducción

(emplazado en el puente trasero) por mediación de un eje hueco llamado

árbol de transmisión, que está emplazado en sentido longitudinal al vehículo.

Esta última disposición es la considerada como convencional y fue muy utilizada

182

hasta hace algunos años, en que fue sustituida casi por completo en los vehículos

de turismo, que adoptan en general un sistema de tracción delantera, el cual será

descrito posteriormente.

La figura 3.1 muestra la implantación en vehículo del sistema convencional de

transmisión del movimiento a las ruedas, formado por la caja de velocidades (A),

árbol de transmisión (B) y puente trasero (C). El movimiento procedente de la caja

de velocidades es cambiado de sentido en 90° y redu cido al tiempo en el par cónico

emplazado en el puente trasero. De este último lo toman las ruedas por medio de

palieres que pasan por el interior de los tubos (D).

Figura 3.1. Componentes del sistema de transmisión convencional

La caja de velocidades va fijada al bloque motor y el conjunto se sujeta al bastidor

del vehículo, mientras que el puente trasero se une elásticamente al chasis por

medio del sistema de suspensión. Como debido a las irregularidades del terreno

183

por el que se circule el puente trasero adquiere un movimiento vertical de sube y

baja con respecto a la caja de velocidades, se comprende que el árbol de

transmisión ha de estar provisto de juntas elásticas que permitan estos

movimientos. Generalmente se emplean en número de dos, que se sitúan en

ambos extremos del árbol. Cuando la longitud de éste se hace excesiva a causa de

la distancia existente entre la caja de velocidades y el puente trasero, suele

disponerse un árbol de transmisión partido en dos mitades enlazadas por una

tercera junta elástica, como es el caso representado en la figura 3.1.

La figura 3.2 (detalle superior) muestra el enlace de la caja de velocidades (1) con

el puente trasero (6), por medio del árbol de transmisión (4), acoplado a estos

elementos por medio de las juntas elásticas (2) y (5). El detalle inferior muestra la

disposición de árbol partido, cuyas mitades (7) y (8) se unen entre sí por medio de

una tercera junta elástica (9).

Figura 3.2. Árbol de transmisión

184

Como el movimiento vertical del puente trasero altera constantemente la longitud

del árbol de transmisión, se hace necesaria la posibilidad de aumentar o disminuir

esta longitud, adaptándola a la requerida en cada caso en función de los

movimientos del puente trasero. Ello se consigue por medio de un acoplamiento

deslizante, que se dispone generalmente del lado de la salida de la caja de

velocidades, como se muestra en (3) y (9) de la figura. En el caso de árbol partido,

se dispone además un cojinete (10) en el extremo posterior del árbol intermedio (7).

La figura 3.3 muestra un árbol de transmisión cuyo acoplamiento deslizante (9)

permite las variaciones de longitud. Este dispositivo está formado por un manguito

estriado interiormente con el que ensambla la punta estriada del árbol de

transmisión (5). El manguito (9) se une en este caso al eje (1) de salida de la caja

de cambios por medio de la junta elástica (2), fijada en (3) y (7) al eje de salida y al

manguito deslizante, respectivamente. En su extremo posterior, el árbol de

transmisión termina en la junta cardan (10), que transmite el movimiento al eje de

entrada (13) del puente trasero.

Figura 3.3. Acoplamiento deslizante de la transmisión

185

El árbol de transmisión está sometido en su funcionamiento a esfuerzos de torsión

y de flexión. El primero de ellos es consecuencia de la transmisión del par a las

ruedas y resulta tanto mayor cuanto más lo sean el par transmitido y el par

resistente. Teniendo en cuenta que el par máximo a transmitir es el correspondiente

a la primera velocidad, la resistencia del árbol a los esfuerzos de torsión se calcula

para estas condiciones de funcionamiento. La calidad del material empleado en su

construcción juega un papel primordial en este aspecto.

Los esfuerzos de flexión son consecuencia de la velocidad de giro del árbol, que en

su rotación produce un pandeo al que se opone la propia resistencia del material.

Este pandeo es tanto mayor cuanto más lo sea la masa del árbol, por cuya causa

se fabrican huecos para disminuir la masa y, con ella, los esfuerzos de flexión.

1.1.1.3.2. Juntas universales

Las juntas elásticas de que va provisto el árbol de transmisión permiten el ballesteo

del puente trasero sin dejar de transmitirle el giro proporcionado por el motor,

cualquiera que sea el ángulo formado por sus ejes.

El modelo más sencillo de junta elástica es el representado en la figura 3.4,

constituido por un anillo flexible de caucho (2) acoplado entre dos mangones (1) y

(3). Generalmente, este tipo de junta elástica se llama flector y se dispone en la

salida de la caja de velocidades, como se vio en la figura 3.3. El disco flexible se

solidariza alternativamente con uno y otro mangón, de los cuales uno se monta

estriado en el eje de salida de la caja de cambios y el otro pertenece al árbol de

186

transmisión, fijándose ambos al disco por medio de tornillos.

Figura 3.4. Junta elástica del árbol de

transmisión

En este tipo de junta, cuando los ejes quedan desalineados por desviación del

ángulo que forman, el anillo flexible de la junta se deforma lo suficiente para permitir

el arrastre en rotación. En general, puede decirse que este tipo de junta elástica

admite variaciones angulares débiles (10° como máxi mo) y solamente puede

utilizarse para la transmisión de esfuerzos pequeños.

La junta universal utilizada actualmente casi en exclusiva en los árboles de

transmisión es la llamada "cardan", que se ha representado en la figura 3.5. Está

formada por la cruceta (2), a cuyos brazos se unen las horquillas (1) y (3) con

interposición de cojinetes de agujas.

187

Figura 3.5. Junta universal

cardan

La junta cardan presenta la ventaja esencial de poder transmitir elevados esfuerzos

de rotación, pero tiene el inconveniente de que cuando los ejes unidos por la junta

giran desalineados, el de salida se adelanta y retrasa periódicamente respecto al de

entrada, en función de la posición que ocupan entre sí.

Cuando los árboles están alineados, como muestra el detalle (1) de la figura 3.6, los

brazos de la cruceta siguen una trayectoria circular, de manera que si el árbol (A)

da una vuelta a velocidad constante, el árbol (B) sigue fielmente esta rotación a

velocidad constante. Por el contrario, cuando los árboles presentan una

desalineación angular, como muestra el detalle (2), los dos planos de las

trayectorias circulares seguidas por los brazos de la cruceta ya no se confunden y,

si el árbol (A) da una vuelta a velocidad constante, el (B) da una vuelta también,

pero a velocidad irregular. Efectivamente, para un cuarto de vuelta del árbol (A), los

brazos de la cruceta correspondientes al árbol (B) recorren un poco más de un

cuarto de vuelta; sin embargo, en el segundo cuarto de vuelta del árbol (A), el (B)

efectúa un giro de poco menos de un cuarto de vuelta, y así sucesivamente para

188

cada semivuelta.

Figura 3.6. Comportamiento de

las juntas cardan en el giro

Para una vuelta completa del árbol (A), el (B) hace exactamente una vuelta, pero

las velocidades instantáneas de ambos árboles son diferentes, adelantándose y

retrasándose periódicamente el árbol conducido. Como consecuencia de ello, los

engranajes de la caja de cambios y el puente trasero quedan sometidos a

variaciones de su velocidad angular y, por tanto, a esfuerzos alternos que

aumentan su fatiga. Cuanto mayor sea el ángulo fonl1ado por los ejes unidos a la

junta, mayor es la fluctuación de la velocidad angular del eje de salida, por cuya

causa las juntas cardan sólo son utilizables para desviaciones angulares máximas

de 15°.

Para compensar las variaciones periódicas de la velocidad angular debidas a la

presencia de la junta cardan, se disponen dos de éstas, una a cada extremo del

189

árbol de transmisión, de manera que sean compensados los adelantos y retrasos

del árbol conducido en la segunda junta cardan. Efectivamente, supongamos que

disponemos de una junta cardan simple (fig. 3.7), un árbol conductor (A) y un árbol

conducido (C), que forman entre sí un ángulo a. En la prolongación (C') del árbol

conducido se dispone otra junta cardan simple y su correspondiente árbol

conducido (B), que forman entre sí el mismo ángulo.

Figura 3.7. Acoplamiento de dos juntas cardan

Si los árboles (C) y (C') están perfectamente alineados, o constituyen un sólo eje, y

animamos al árbol A) de una velocidad constante, el árbol (C-C') se moverá con

una velocidad irregular, que a su vez transmitirá a (B) un movimiento que podrá ser

constante y regular, igual que el de (A), siempre que se cumplan las condiciones de

que:

• Los dos árboles (A) y (B) formen el mismo ángulo con relación a (C-C') y que

190

los tres árboles estén en el mismo plano.

• Las dos juntas cardan estén montadas de tal forma que las dos horquillas del

árbol intermedio estén en el mismo plano.

El acoplamiento descrito de estas dos juntas cardan se denomina acoplamiento

homocinético o junta homocinética. Existen muy diversos tipos de realizaciones de

juntas homocinéticas, siendo la más elemental la descrita, cuya posición de

montaje real en vehículo se representó en las figura 3.1 y 3.2.

1.1.1.3.3. Puente trasero

El puente trasero comprende los mecanismos de par cónico o grupo piñón-corona y

diferencial. En los vehículos de todo adelante o todo atrás, este conjunto está

alojado en la caja de velocidades, como ya se vio.

El giro del motor, que llega al puente trasero por medio del árbol de transmisión (fig.

3.8), tiene que aplicarse a las ruedas que están situadas en un eje perpendicular al

del árbol de transmisión, por lo que ha de cambiarse el giro en un ángulo de 90°, lo

cual se consigue por medio del par cónico formado por el piñón cónico y la corona.

El piñón cónico o piñón de ataque recibe el movimiento del árbol de transmisión y lo

comunica a la corona, que por mediación del mecanismo diferencial, lo pasa a los

palieres y a las ruedas.

191

Figura 3.8. Estructura del puente

trasero

La figura 3.9 muestra la disposición de montaje del par cónico y diferencial, donde

el piñón de ataque 14 engrana con la corona 3 a la que se fija el conjunto

diferencial, formado por los planetarios 4 y 5 y los satélites 6, a través de los cuales

se transmite el movimiento a los palieres y a las ruedas.

Figura 3.9. Disposición

de montaje del

conjunto par cónico y

diferencial

192

El conjunto está alojado en una envolvente o carcasa, donde el eje del piñón de

ataque apoya por medio de los cojinetes de rodillos troncocónicos (10) y (12),

separados por el manguito (11). El piñón toma la posición de ataque en la corona

que le imponen las arandelas de reglaje (7) y (13). La corona se fija al diferencial

que, a su vez, apoya en la carcasa por interposición de los cojinetes de rodillos

troncocónicos (2). El conjunto está sumergido en un baño de aceite que realiza el

engrase necesario.

De la carcasa salen las trompetas, por cuyo interior pasan los ejes que transmitirán

el movimiento a las ruedas (palieres).

Figura 3.10. Despiece del puente trasero

193

La figura 3.10 muestra el despiece de un puente trasero de tipo convencional

(rígido), en el cual los palieres o semiejes (9) quedan alojados en las trompetas (6),

apoyándose por su extremo interior en el conjunto diferencial (5), del cual reciben

movimiento, mientras que por el extremo exterior se apoyan en la trompeta por

medio del rodamiento (8). A la caja del diferencial (5) se fija la corona (4), que

recibe movimiento del piñón de ataque (3), alojado en la carcasa del diferencial,

apoyado sobre ella por medio de los cojinetes (1) y (7).

En otros casos, como el representado en la figura 3.11, los palieres van al

descubierto y enlazan con las ruedas por interposición de juntas universales, que

permiten los desplazamientos de las ruedas con respecto al puente en la marcha

del vehículo, ya que el puente está fijado al chasis en estos casos (suspensión

independiente de las ruedas traseras).

Figura 3.11. Disposición de montaje del puente trasero con suspensión independiente de las ruedas

194

En este tipo de puente, dada la disposición de ensamble rígido de la caja de

cambios y el puente trasero al chasis del vehículo, el árbol de transmisión no

necesita juntas elásticas para el enlace de ambos; sin embargo, los semiejes de

transmisión del movimiento a las ruedas deben disponer de juntas homocinéticas,

que permitan la transmisión del giro sin irregularidades cuando se produce el

desalineado de los ejes conductor y conducido por efecto de los movimientos

verticales de la rueda con respecto al puente, fijado al chasis. El tipo de junta

homocinética utilizado puede ser de doble cardan u otro modelo diferente, como se

verá posteriormente.

El sistema convencional, por el contrario (fig. 3.12), presenta una unión rígida del

tren trasero, cuyo conjunto se une al bastidor del vehículo por medio del sistema de

suspensión, basculando todo él con las irregularidades del terreno por el que se

circule. El cuerpo del puente soporta el peso del vehículo y su rigidez es la cualidad

fundamental, fabricándose por esta causa de acero estampado.

Figura 3.12. Estructura de

puente trasero rígido

195

La relación de desmultiplicación del par cónico suele estar comprendida entre 3:1 y

6:1, por lo cual el par transmitido a las ruedas queda multiplicado por esta cantidad,

mientras que el giro se reduce a una velocidad más adecuada a las ruedas

matrices. Esta relación de desmultiplicación varía de unos vehículos a otros y

depende, entre otros factores, del tamaño de los neumáticos que se monten y de la

potencia del motor, como ya se ha descrito.

Tanto el piñón cónico como la corona disponen de un dentado helicoida1, por las

ventajas que ello representa, atacando el primero a la segunda un poco por debajo

de su centro (fig. 3.13). Esta disposición recibe el nombre de engranaje hipoide y

presenta la ventaja fundamental de que resulta más adecuada a las carrocerías de

piso bajo que se utilizan en los vehículos actuales, ganando en estabilidad del

mismo. Por otra parte, con esta disposición existe un mayor número de dientes de

piñón en contacto con la corona, aumentando su diámetro con respecto a ella, lo

que supone una mayor robustez.

Figura 3.13. Engranaje hipoide del

conjunto piñón-corona

196

Para evitar que los mismos dientes soporten constantemente la presión máxima, se

elige la relación de tal manera que el número de dientes de la corona no sea

múltiplo del correspondiente del piñón (primos entre sí).

1.1.1.3.4. Diferencial

Si las ruedas matrices del vehículo (delanteras o traseras) se unieran directamente

a la corona del par cónico, el movimiento de rotación del motor sería transmitido

desde el piñón de ataque a la corona y de ésta a las ruedas, girando ambas a la

misma velocidad. Con esta disposición, en la marcha del vehículo en línea recta

(fig. 3.14), los desplazamientos A y B de ambas ruedas serían idénticos; pero

cuando el vehículo describiese una trayectoria curva, en la que la rueda exterior ha

de hacer un recorrido mayor que la interior, se produciría el arrastre o patinado de

una de las ruedas, dado que las dos son impulsadas por la corona a la misma

velocidad y deben efectuar recorridos diferentes.

Como la rueda interior de la curva ha de recorrer un camino más corto, debería dar

menos vueltas que la exterior, pero al estar ambas unidas rígidamente a la corona

ello no es posible, por lo cual se producirá un patinado de la rueda interior, con el

consiguiente desgaste anormal del neumático y los esfuerzos adicionales de torsión

a los que queda sometido el conjunto del par cónico.

Por esta razón, es preciso disponer un mecanismo que permita el giro de las dos

ruedas matrices a distintas velocidades, al tiempo que transmite a las mismas el

197

esfuerzo motriz. Ello se consigue mediante la implantación del mecanismo

diferencial, que en las curvas permite dar un mayor número de vueltas a la rueda

exterior y disminuye las de la interior, ajustando el giro de cada rueda al recorrido

que efectúa.

Figura 3.14. Trayectoria de las ruedas en marcha en línea recta y en curva

La figura 3.15 muestra en esquema el principio básico de funcionamiento del

diferencial, en el que se dispone un piñón (A) engranado con las cremalleras (B) y

(C), una a cada lado de él, las cuales se enlazan a las ruedas (D) y (E), libres en

rotación. Constituido así el mecanismo, cuando se ejerce tracción sobre el eje (O)

del piñón y ambas ruedas ofrecen la misma resistencia al arrastre, el piñón (A)

queda enclavado tirando con la misma intensidad de ambas cremalleras, que a su

vez arrastran a las ruedas, que efectúan idéntico recorrido (efecto balanza). Sin

embargo, cuando una de las ruedas ofrece menor resistencia al arrastre, el tiro

ejercido sobre el eje (O) del piñón produce la rotación del mismo sobre su eje, que

a su vez desplaza más a una de las cremalleras que a la otra, haciendo que su

rueda correspondiente realice un mayor recorrido, como se muestra en el detalle de

198

la derecha en la figura.

Figura 3.15. Principio básico de funcionamiento del diferencial

Con este dispositivo se ha conseguido un efecto diferencial en el arrastre de las dos

ruedas; pero este mecanismo no es utilizable, ya que su funcionamiento está

limitado por la longitud de las cremalleras y porque las ruedas no permanecen

alineadas sobre un eje (en prolongación). En la práctica, este conjunto se sustituye

por un acoplamiento como el representado en la figura 3.16, donde cada uno de los

ejes de rueda se une a un piñón cónico llamado planetario, que a su vez engrana

con el piñón (O) llamado satélite.

199

Figura 3.16. Movimiento del diferencial para marcha en línea recta

Cuando se obliga a rodar al satélite, siguiendo una trayectoria circular, como la

representada en la figura, los planetarios serán arrastrados por él de manera que

cuando las ruedas presenten la misma resistencia a la rodadura, para cada vuelta

del satélite siguiendo su trayectoria circular, se obtendrá una vuelta en cada rueda.

Sin embargo, si bloqueamos una de las ruedas (fig. 3.17) y arrastramos al satélite

Figura 3.17. Movimiento del diferencial para una rueda bloqueada

200

durante una vuelta, veremos que éste, como consecuencia de estar frenado el

planetario (P2), se verá obligado a girar sobre su mismo eje, rodando sobre el

planetario (P2) en su trayectoria circular y arrastrando al planetario (P1) a girar a

doble velocidad. En la realidad esto no ocurre nunca, pero basta con que una de las

ruedas quede algo frenada en su giro para que la otra se adelante.

El efecto así conseguido es el mismo que el explicado anteriormente y se cumple

siempre que la semisuma de las velocidades angulares de cada planetario es igual

a la velocidad angular del satélite en su trayectoria circular. Esta disposición es la

adoptada en la práctica en la construcción del diferencial.

En la figura 3.18 se ha representado el despiece de un conjunto diferencial, así

como una sección del posicionamiento en el montaje. La corona (2) se une a la caja

(3) del diferencial por mediación de tomillos como el (1), y en su interior se aloja el

mecanismo diferencial, formado por los satélites (7, en número de dos

generalmente) y los planetarios (4) y (9). Los satélites se montan sobre el eje (6)

que va alojado en la carcasa (3), de manera que puedan girar libremente en él;

pero son volteados por la caja (3) cuando gira la corona (2).

Engranados con los satélites se montan los planetarios, cuyos ejes de giro se

alojan en la corona y caja del diferencial respectivamente, pudiendo girar libremente

en ellos con interposición de casquillos de fricción. A los ejes de los planetarios se

unen a su vez los palieres, que transmitirán el movimiento a las ruedas.

El conjunto queda ensamblado como muestra el detalle de la figura, apoyado en la

carcasa del puente trasero por interposición de cojinetes de rodillos troncocónicos,

201

situados en ambos lados de la corona y caja de diferencial respectivamente.

Figura 3.18. Despiece del diferencial

Constituido así el mecanismo, cuando la corona empieza a girar impulsada por el

piñón de ataque (fig. 3.19), arrastra con ella a la caja del diferencial (B), que en su

giro voltea a los satélites (C) y (D) que, actuando como cuñas, arrastran a su vez a

los planetarios (E) y (F), los cuales transmiten el movimiento a las ruedas

haciéndolas girar en el mismo sentido y con igual velocidad mientras el vehículo

202

marche en línea recta; pero

cuando toma una curva, la

rueda interior ofrece más

resistencia al giro que la

exterior (al tener que recorrer

distancias desiguales) y, por

ello, los satélites (C) y (D)

rodarán un poco sobre uno de

los planetarios (el

correspondiente a la rueda

interior) multiplicando el giro en el otro (el de la rueda exterior). De esta manera, lo

que pierde en giro una rueda lo gana la otra, ajustándose automáticamente el giro

de cada una de ellas al recorrido que le corresponda efectuar en cada curva.

Igualmente, las diferencias de trayectoria en línea recta, debidas a diferencias de la

presión de inflado de los neumáticos, irregularidades del terreno, etc., son

absorbidas por el diferencial.

1.1.1.3.5. Diferencial autoblocante

El mecanismo diferencial tiene por objeto permitir que cuando el vehículo trace una

curva sus ruedas propulsoras puedan describir sus respectivas trayectorias sin

patinamiento sobre el suelo. La necesidad de este dispositivo se explica por el

hecho de que al dar una curva el coche, las ruedas interiores a la misma recorren

Figura 3.19. Diferencial ensamblado

203

un espacio menor que las situadas en el lado exterior, puesto que las primeras

describen una circunferencia de menor radio que las segundas. El diferencial

reparte el esfuerzo de giro de la transmisión entre los semiejes de cada rueda,

actuando como un mecanismo de balanza; es decir, sumando a una de las dos

ruedas el par, las vueltas o ángulo de giro que pierda la otra. Esta característica de

funcionamiento supone la solución para el adecuado reparto del par motor entre

ambas ruedas motrices cuando el vehículo describe una curva, pero a la vez se

manifiesta como un serio

inconveniente cuando una

de las dos ruedas pierde

su adherencia con el suelo

total o parcialmente.

En estas circunstancias,

cuando por ejemplo una

de las dos ruedas del eje

motriz rueda

momentáneamente sobre

una superficie deslizante

(hielo, barro, etc.), o bien

se levanta en el aire (a

consecuencia de un bache

o durante el trazado de

una curva a alta Figura 3.21. Reparto del par de tracción con suelo deslizante

Figura 3.20. Reparto del par de tracción entre las ruedas

204

velocidad), la característica de balanza del diferencial da lugar a que el par motor

se concentre en la rueda cuya adherencia se ha reducido. Esta rueda tiende a

embalarse, absorbiendo todo el par, mientras que la opuesta permanece inmóvil, lo

que se traduce en pérdida de tracción del coche.

El diferencial autoblocante tiene como objetivo resolver este importante problema

de pérdida de tracción.

En la actualidad los diferenciales autoblocantes han sido desplazados por los

controles de tracción electrónicos (TCS, ASC+T, ASR, EDS), los cuales detectan

con los captadores de ABS la rueda que patina, frenándola y mandando el exceso

de par a la otra rueda, de igual forma que haría un diferencial autoblocante. El

control de tracción reduce la potencia del motor si el efecto de frenar una rueda no

es suficiente, para reducir el par que recibe y canalizarlo adecuadamente de esta

forma a la rueda adecuada. De este modo la extensión del uso del ABS/EDS ha

sustituido los diferenciales autoblocantes. Sólo vehículos de altas prestaciones y

competición siguen montando diferenciales autoblocantes, ya que se descarga el

trabajo de los frenos, e incluso aumenta la capacidad de transmisión de potencia,

pero encareciendo el montaje. Por ejemplo, el diferencial Torsen se combina muy

bien con los controles de tracción electrónicos, además de descargar de trabajo a

éstos como hemos dicho antes, consigue la máxima transferencia de par a las

ruedas sin que lleguen a deslizar, consiguiendo aceleraciones muy rápidas y

progresivas.

205

1.1.1.3.5.1. Diferenciales de deslizamiento limitado

a) Diferenciales autoblocantes mecánicos

Estos diferenciales se suelen montar en vehículos de tracción trasera de

gran potencia, ya que son susceptibles de perder adherencia durante

aceleraciones fuertes en una de las ruedas, siendo necesario el

enclavamiento de éste a determinado valor, para evitar un deslizamiento

excesivo que generaría un sobreviraje. Mediante la adopción de éste, se

mejora la transmisión de esfuerzo, a la vez que se evita un patinaje continuo

de la rueda con menos adherencia y sus consecuencias para la estabilidad.

De entre los diversos tipos de diferenciales autoblocantes que existen (por

conos de fricción, por discos de fricción, por acople lateral estriado), sin duda

el más utilizado y posiblemente el más eficaz es el Thotnton Powr-Lok,

llamado también “de discos de fricción”. En este diferencial se cruzan los

ejes uno sobre otro, pero constituyendo dos piezas independientes, a

diferencia de los diferenciales corrientes, donde forman una pieza única con

cuatro brazos. Los extremos de ambos ejes en la zona de acoplamiento en la

caja de satélites van tallados con dos planos formando una “V”. Los

alojamientos para cada eje en la caja del diferencial están

sobredimensionados, de modo que el eje entre con una considerable

holgura. Estos alojamientos presentan además dos rampas talladas

formando también una “V” de idéntico ángulo que la existente en los ejes.

Los piñones satélites planetarios son análogos a los de un diferencial

206

convencional. Cada piñón planetario se acopla sobre sendos bujes estriados,

que a su vez encajan sobre cada una de las dos mitades de la caja

diferencial. Entre cada mitad de la caja y el buje estriado correspondiente

existe un embrague

compuesto por

discos de fricción y

arandelas elásticas

de acero, o bien

(como es el caso

del conjunto que

aparece en la

figura 3.22)

pequeños muelles

helicoidales

alojados en las

carcasas.

Cuando las dos

ruedas gozan de

similar adherencia,

los ejes deslizantes

de los satélites

están sometidos a

un esfuerzo que

Figura 3.22. Diferenciales autoblocantes mecánicos

207

tiende a hacerlos subir por las rampas en “V”, pero sin embargo, como

ambos se cruzan uno por delante del otro, el efecto de cada uno se

contrapone, permaneciendo ambos equilibrados en el fondo de la “V”.

Los embragues de cada planetario están calculados para permitir un cierto

resbalamiento mientras no se produzca la total pérdida de adherencia de una

de las dos ruedas. Así, cuando el coche traza una curva, este pequeño

resbalamiento permite que la rueda exterior gire algo más deprisa que la

interior, comportándose el dispositivo como un diferencial convencional. En

el momento en que una de las dos ruedas pierde adherencia, los satélites

tienden a girar entre los planetarios y la tensión a que estaban sometidos los

ejes de los primeros disminuye. La posición de equilibrio de los ejes de

satélites se rompe y entonces el eje del lado de la rueda que todavía tiene

adherencia sube por las rampas en “V”, ejerciendo un empuje sobre el piñón

planetario que se aplica ahora con fuerza sobre su cubo estriado. Este

movimiento aprieta el embrague de placas de este lado y el planetario se

hace solidario a la caja diferencial, anulándose en parte, por tanto, el efecto

diferencial.

L

o

L

Figura 3.23. Detalle del posicionamiento del eje deslizante

208

Los diferenciales autoblocantes tienen un valor de diseño a partir del cual

éste alcanza su blocaje (un diferencial convencional tendría un valor de

bloqueo nulo 0% y los autoblocantes a partir de 25% hasta aprox. el 70%).

Para establecer el valor a partir del cual se bloquea este mecanismo, se

basan no en el exceso de par a cada semieje, sino en la diferencia de

revoluciones que este genera. Es decir, los diferenciales autoblocantes, son

diferenciales que permiten el reparto de revoluciones a cada semieje, pero

se bloquean cuando aumentan las revoluciones de un eje frente al otro en un

determinado valor.

A continuación nos centraremos en el diferencial autoblocante por discos de

fricción. Con estos diferenciales se consiguen mejorar las siguientes

condiciones de marcha del vehículo:

• Se evita, en gran parte, que una rueda patine al arrancar o durante la

marcha con mala adherencia de la calzada.

• Se evita igualmente que una rueda patine al saltar por encima de

desigualdades de la calzada.

• Se elimina el peligro de patinar al conducir a altas velocidades con

una adherencia a la calzada distinta en las ruedas motrices, lo que

vale principalmente para vehículos de gran potencia.

• Las características de marcha invernal (nieve, hielo, etc.) se han

mejorado considerablemente.

209

• El diferencial autoblocante de láminas funciona de modo automático,

sin intervención alguna del conductor.

Estos diferenciales tienen un valor de bloqueo, según el tipo de vehículo,

entre aprox. 25% y 75%. El efecto de bloqueo se refiere a la fricción interna

de los dos paquetes de discos dispuestos en el cárter del diferencial, en

régimen de dependencia del par de apriete. El par pasa de piñón cónico de

ataque a la corona (grupo piñón-corona), y de ahí al cárter del diferencial

autoblocante, a través de los dos discos de empuje (presión) a los dos ejes

portasatélites, de éstos a los satélites, pasando a los piñones planetarios y

Figura 3.24. Detalle del diferencial autoblocante por discos de fricción

210

de aquí a los palieres (semiejes).

El efecto de bloqueo se produce porque el par que pasa al diferencial no va

directamente al eje portasatélites (7) y satélites (8), como en un diferencial

normal, sino a través de dos discos de empuje (5) que se encuentran en el

cárter del diferencial, apretados de manera que no puedan girar pero sí

desplazarse en dirección axial. Puesto que los discos exteriores (3) están

Figura 3.25. Estructura interna del diferencial autoblocante por discos de fricción

211

unidos, sin poder girar, con el cárter del diferencial (por las ranuras

longitudinales) y las láminas interiores con los piñones planetarios (6) o de

ataque, se dificulta el giro relativo en dirección al diferencial. Las fuerzas de

expansión producen en los acoplamientos de discos de fricción (discos

interiores y exteriores) un par de bloqueo dependiente de la carga, que está

siempre en relación con el par de impulsión. El efecto de bloqueo se adapta

siempre al par motor cambiante y también el aumento de par en las distintas

marchas.

Figura 3.26. Despiece del diferencial autoblocante

212

Los diferenciales autoblocantes disponen de una o dos arandelas elásticas

(9), mediante las cuales se forma un par de bloqueo constante con una

antecarga axial de los discos. Estas arandelas elásticas ejercen, en

condiciones extremadamente difíciles, un efecto de bloqueo inmediato, que

representa una gran ventaja con estado de la calzada extremadamente

deficiente y una mala adherencia entre rueda y suelo.

Los diferenciales autoblocantes montados como equipo opcional, o de serie

en los vehículos, disponen de un valor de bloqueo de de aprox. 40% hasta el

75%. Constituyen una excepción los diferenciales autoblocantes en

vehículos con tracción delantera, en los que el valor de bloqueo es de aprox.

25%.

Estos diferenciales no necesitan mantenimiento alguno, aunque en los

vehículos que se conducen en condiciones de servicio superiores (policía,

taxis, etc.) se recomienda un cambio de aceite del eje trasero cada 30.000

km.

b) Diferencial viscoso o Ferguson

Este diferencial autoblocante suele utilizarse como diferencial central en

vehículos con tracción a las 4 ruedas. Está constituido por una carcasa

solidaria al árbol de transmisión que encierra unos discos, de los cuales,

unos están unidos a la carcasa y otros al portadiscos solidario al eje de

salida. Los discos de ambas series van intercalados y tienen hendiduras y

taladros, a través de los cuales puede pasar el aceite o silicona mezclado

con un 20% de aire, que llena todo el conjunto.

213

Una parte del conjunto es solidaria a las ruedas de un eje y la otra a las

ruedas de otro eje. En marcha recta las ruedas traseras se ven arrastradas

por las del tren que recibe la tracción a través de su contacto con el suelo,

generándose una pequeña aportación de par a través del aceite silicona.

Cuando uno de los ejes pierde tracción el deslizamiento que se genera entre

los discos alternos hace aumentar la temperatura y presión en el aceite

silicona que los envuelve, aumentando las fuerzas de cizalladura,

arrastrando los discos conductores a los conducidos, consiguiéndose un giro

solidario entre ambos.

El momento de actuación lo determina el número de discos, los taladros y el

aire que tengan mezclado, no recibiendo en funcionamiento normal nada

más que una pequeña parte del par a través de él , apenas un 10%. Este

Figura 3.27. Esquema interno de un viscoacoplador

214

diferencial es el más usado cuando a un vehículo de tracción delantera se le

añade la trasera como complemento ante una perdida de tracción del tren

delantero, momento en el que el bloqueo del mismo genera el desvío de par

al otro tren.

El problema que se presenta con este diferencial es que la tracción a las 4

ruedas no es permanente y hay un cierto retraso desde que empieza a

perder tracción uno de los ejes del vehículo y el acoplador viscoso empieza a

transmitir el par de tracción al otro eje. Puesto que el líquido viscoso que hay

dentro del viscoacoplador no es un medio fijo de transmisión (depende de la

temperatura y de la diferencia de velocidad entre discos) la tracción a las 4

ruedas no es fija ni constante.

El uso de estos diferenciales como centrales obliga a utilizar un embrague

automático que desembrague la tracción al segundo eje en el momento de

frenado cuando el vehículo monte un sistema ABS, ya que como su blocaje

Figura 3.28. Posición del viscoacoplador en la transmisión

215

se produce por diferencia de giro entre trenes, este bloqueo que deja sin

efecto diferencial puede afectar al funcionamiento del sistema ABS que

también va a vigilar estas diferencias de giro para actuar. La introducción de

este embrague automático cuando se monta ABS (muy general hoy día)

hace que se plantee la tercera solución, que consiste en dotar a este

embrague del efecto de reparto de par, sustituyéndose el diferencial por un

embrague multidisco controlado (como ejemplo: el Haldex).

El uso del viscoacoplador como diferencial central puede que sea menos

eficaz que el sistema Torsen, pero es ciertamente el más barato, así que

podemos encontrarlo en muchos coches de serie con tracción total 4WD.

Su principal ventaja es que resulta barato y compacto, y su inconveniente es

que es tracción total 4WD sólo cuando hay una diferencia de tracción entre

ejes debido a suelo deslizante; se comporta normalmente como un tracción a

dos ruedas 2WD.

Una alternativa para el viscoacoplador es emplearlo junto con un diferencial

convencional (como central) haciendo el primero las veces de diferencial

autoblocante, es decir, bloquear la transmisión a las 4 ruedas cuando hay

una diferencia de velocidad entre ambos ejes del vehículo. Con este tipo de

transmisión lo que conseguimos es que el vehículo sea tracción a las 4

ruedas (4WD) constantemente y no sólo a ratos (perdida de tracción en uno

de los ejes) como el anterior.

216

El visco-embrague (viscoacoplador) también se puede usar en el diferencial

delantero o trasero (eje). Para ello se une el sistema de acoplamiento

viscoso a la carcasa de un diferencial convencional.

Figura 3.30. Esquema

interno del diferencial

viscoso para eje

delantero o trasero

Figura 3.29. Esquema de unión

de un diferencial convencional

con un visco acoplador

217

1.1.1.3.5.2. Diferencial Torsen

Su nombre procede de las palabras inglesas Torque Sensitive, que en español

quieren decir sensible al par, fue inventado por Vernon Gleasman y fabricado por

Gleason Corporation. Es un tipo de diferencial cuya peculiaridad radica en que

reparte la fuerza que procede del motor a las ruedas de forma independiente a la

velocidad rotatoria de cada uno de los dos árboles o semiejes de transmisión que

parten de él. Su gran virtud es que puede transmitir, en una curva, más par a la

rueda que menos gira, en contraposición al resto de diferenciales.

Figura 3.31. Vista en corte de un diferencial Torsen

218

En cualquier diferencial autoblocante, ya sea convencional o viscoso, el reparto de

fuerza entre los dos semiejes se realiza siempre de forma proporcional a su

velocidad de giro. Sin embargo el diferencial Torsen puede repartir la fuerza del

motor a cada semieje en función de la resistencia que oponga cada rueda al giro,

pero al mismo tiempo permite que la rueda interior en una curva gire menos que la

exterior, aunque esta última reciba menos par.

Basa su funcionamiento en la combinación de una serie de engranajes

convencionales y helicoidales. En concreto, se utilizan tres pares de ruedas

helicoidales que engranan a través de dientes rectos situados en sus extremos. La

retención o el aumento de la fricción se produce porque las ruedas helicoidales

funcionan como un mecanismo de tornillo sinfín: el punto de contacto entre los

dientes se desplaza sobre una línea recta a lo largo del propio diente, lo que

supone unir al movimiento de giro de las ruedas un movimiento de deslizamiento

que supone fricción. El tarado o grado de resistencia se determina precisamente

por el ángulo de la hélice de estas ruedas helicoidales.

Si lo comparamos con un diferencial convencional, en un Torsen se sustituyen los

satélites convencionales por tres pares de engranajes helicoidales, engranados dos

a dos por piñones de dientes rectos en sus extremos. Los planetarios en este caso

son tornillos sin fin, con los cuales engrana cada uno de los engranajes

helicoidales.

En curva los satélites giran sobre sus ejes acelerándose uno y frenándose otro para

permitir la diferente velocidad de cada rueda. Si se genera el deslizamiento de una

rueda, los satélites helicoidales no pueden hacer girar más rápido al planetario,

219

dada la disposición de tornillo sin fin. Como los satélites forman parejas, la reacción

de uno frente al otro impide el giro del planetario cuando hay deslizamiento.

El tarado a partir del cual manda el par a la rueda que tiene mejor agarre se

determina con el ángulo de la hélice helicoidal. Esto nos permite, disponer siempre

del máximo par en la rueda que más agarre tiene, sin tener que llegar al

deslizamiento en la rueda de menor agarre, y que éste propicie el blocaje del

diferencial. Esto redunda en un mejor comportamiento sin pérdidas de tracción en

ninguna rueda, mientras haya capacidad de transmitir, lo que favorece las

aceleraciones y evita derivas que tengan que ser controladas.

Los diferenciales traseros autoblocantes tipo Torsen y similares no sólo actúan en

aceleración sino que también lo hacen en retención. En este caso, ocurre lo mismo

que en aceleración: el diferencial aporta más par de frenado (de retención) a la

Figura 3.32. Esquema del diferencial Torsen para eje delantero o trasero

220

rueda izquierda o derecha dependiendo de cuál tenga más agarre. Es una

característica inherente al diferencial Torsen. Estos diferenciales se ajustan de

forma que cuando el reparto de par a uno u otro lado llega a un cierto límite, el

diferencial se bloquea por completo, y dicho porcentaje de bloqueo (lo que

habitualmente se denomina "tarado" del diferencial) suele ser distinto para

aceleración y para retención.

Hay varias versiones de diferenciales Torsen, su constitución interna cambia según

el modelo.

Como hemos comentado, el diferencial Torsen se complementa perfectamente con

los controles de tracción electrónicos (ABS/TCS), cosa que no ocurre con los

diferenciales autoblocantes de deslizamiento limitado (LSD), que permiten un cierto

deslizamiento de las ruedas antes de actuar, por lo que la tracción total no es

Figura 3.33. Diferentes modelos de diferenciales Torsen

221

momentánea sino que tiene un cierto retraso hasta que actúan los sistemas de

control de tracción (tanto el mecánico como el electrónico).

Por lo tanto, el diferencial Torsen permite un reparto preciso y exacto del par motor

a las 4 ruedas cuando la transmisión está exenta de deslizamiento, pero lo volverá

poco ágil si queremos trabajar con cierto deslizamiento. Puede usarse como

diferencial central, delantero o trasero indistintamente y no interfiere en el

funcionamiento del ABS. Los vehículos que lo equipan no pueden ser remolcados

por riesgo de avería de la transmisión.

Sus ventajas son una respuesta rápida ante pérdidas de tracción y tracción

constante a las 4 ruedas. Y sus inconvenientes, que resulta muy caro y muy rígido

en su funcionamiento (no permite controlarlo).

Figura 3.34. Compenetración de los diferenciales LSD y Torsen con los controles electrónicos

222

1.1.1.3.5.3. Diferenciales de deslizamiento controlado (embragues multidisco)

Este sistema (también conocido como sistema Haldex) se diferencia del

viscoacoplador en los materiales de los elementos rozantes, el líquido usado, y el

mecanismo de control; por lo demás la constitución es parecida. Consiste también

en un paquete de discos conductores y conducidos, salvo que ahora los discos

transfieren el movimiento entre ellos por fricción, y en un sistema hidráulico que los

presiona de igual modo que un embrague convencional.

Este sistema mejora al viscoacoplador en que se puede mandar par según la

presión ejercida sobre los discos, no requiriendo un deslizamiento entre ellos para

que actúe, lo que permite controlar el reparto no en función de la diferencia de

velocidad de giro.

Su utilidad viene dada porque se pueden generar repartos de par a uno y otro eje

en función del uso que pretendamos del vehículo, cambiando este reparto sobre la

marcha, pudiendo derivar más par al tren trasero o delantero en función de cada

momento, mediante una gestión electrónica que contempla las exigencias del

conductor, así como el deslizamiento en alguno de los ejes. El control del

acoplamiento puede ser más o menos elaborado, encareciendo la realización

según se haga éste, debiendo ser muy preciso para permitir repartos continuos de

par entre ambos ejes. Es de considerar que la presión sobre los discos debe

permitir el paso de par desde 0 al 100%, por lo que para la correcta aplicación de la

presión debe tenerse en cuenta en cada momento si la diferencia de giro entre

ambos trenes es la normal en una curva o se debe a un deslizamiento de una

rueda.

223

Figura 3.35. Diferencial

central tipo Haldex

Si las ruedas delanteras deslizan por encima de un cierto límite, se produce una

diferencia de giro con relación a las traseras. Esa diferencia de giro acciona una

bomba hidráulica que presiona un juego de discos conectado al motor, con otro

conectado a las ruedas traseras. A medida que aumenta la presión entre los discos,

aumenta la fuerza que reciben las ruedas posteriores. Un calculador electrónico

determina la presión que la bomba suministra a los discos. Así pues, en

condiciones normales, funciona prácticamente como si se tratara de un tracción

delantera normal. En condiciones extremas puede suceder que las ruedas traseras

sean las únicas que transmitan motricidad.

El principio de funcionamiento de este embrague se basa en un conjunto de discos

que conectan el árbol de transmisión con el diferencial trasero. Estos discos reciben

una presión de aceite, a través del sistema de autobombeo, la cual regula la

cantidad de par a transmitir al eje posterior. Si el tren anterior y el posterior giran a

la par, no se produce ningún efecto y el coche se comporta como un tracción

224

delantera normal; si ocurre un desfase, se genera una presión de aceite que,

conducida hacia el pistón de accionamiento, comprime los discos produciendo la

conexión entre ambos ejes.

La válvula reguladora, controlada por la centralita electrónica, determina el grado de

actuación del embrague Haldex una vez que se genera presión en el circuito

hidráulico: si la válvula está cerrada, la eficiencia es máxima y el bloqueo total; si

está abierta un tercio, deja refluir parte del aceite hacia el depósito del sistema,

permitiendo un resbalamiento limitado y un reparto de par variable entre ambos

ejes; si está totalmente abierta, no hay presión sobre el émbolo principal, el aceite

refluye directamente y el tren trasero permanece desconectado.

Para decidir el grado de actuación, las condiciones de marcha son registradas por

Figura 3.36. Esquema de funcionamiento de un acoplamiento Haldex

225

medio de sensores en el motor (régimen, posición del acelerador), en las ruedas

(por los sensores del sistema ABS) y en la carrocería (por un detector de

aceleración-deceleración), y toda esta información llega a través del CAN-Bus

(sistema electrónico de intercomunicación) a un procesador. Los datos son

analizados instantáneamente para reaccionar de forma rápida y efectiva en cada

situación.

El sistema Haldex no produce efectos de resistencia en maniobras de

aparcamiento, admite circular con neumáticos desiguales (con la rueda de

emergencia, por ejemplo), permite el remolcado del coche con un eje levantado sin

crear tensiones internas y, por si fuera poco, combina su efecto con los demás

sistemas de seguridad (ABS, EDS o ESP), lo que significa un control absoluto de

los movimientos de las ruedas respecto al suelo.

1.1.1.3.6. Transmisión directa a las ruedas

En los vehículos todo adelante o todo atrás, la transmisión del movimiento a las

ruedas se realiza directamente desde la caja de cambios (que, ya se vio, incluye el

par cónico y diferencial), sin necesidad de árbol de transmisión.

Cuando se trate de vehículos de motor y propulsión traseros, el enlace de la caja de

cambios con las ruedas deberá efectuarse con interposición de juntas elásticas y

deslizantes, que permitan el movimiento ascendente y descendente de las ruedas

con respecto al bastidor. El sistema de transmisión es en estos casos similar al que

226

Figura 3.37. Disposición

del sistema de

transmisión para motor y

tracción delanteros

se representó en la figura 3.11.

Los vehículos dotados con motor y tracción delanteros utilizan un sistema de

transmisión como el representado en la figura 3.37, donde puede verse que las

ruedas están enlazadas a la caja de cambios directamente por los ejes de

transmisión. La figura 3.38 muestra con detalle esta unión en la que la transmisión

(2) propiamente dicha se enlaza a la caja de velocidades en un estriado (1) sobre el

planetario correspondiente, mientras por el otro extremo se une al buje de rueda (3)

también por medio de un estriado. Este tipo de transmisiones debe estar provisto

de juntas que permitan, además del movimiento oscilante de la rueda, su

orientación, ya que en este caso son también directrices, proporcionando

(cualquiera que sea su orientación) el mismo giro que hayan recibido, lo que no es

posible obtener en las juntas universales o cardan, como ya se vio, en las que se

produce un giro a impulsos de la rueda cuando el ángulo formado por los ejes es

227

grande (caso de una curva). Por esta causa, en los vehículos todo adelante se

emplean juntas homocinéticas.

Figura 3.38. Detalle de montaje de una transmisión

Uno de estos tipos de juntas utilizado frecuentemente es la constituida por dos

juntas cardan (fig. 3.39), donde el giro alterado por una de ellas es rectificado por la

otra, transmitiéndose así una rotación uniforme a las ruedas cualquiera que sea su

orientación. En el otro extremo de la transmisión (generalmente del lado de unión a

la caja de cambios), suele disponerse una junta deslizante trípode, que permita las

variaciones de longitud de la transmisión que se producen con los movimientos

oscilantes y de orientación de las ruedas.

228

Figura 3.39. Junta homocinética cardan

El tipo de junta trípode deslizante (fig. 3.40) consiste en un trípode (2) formado por

tres pernos en los que acoplan los rodillos (3), que se alojan en tres ranuras

cilíndricas del cajeado (4, donde pueden deslizarse) el cual, a su vez, va estriado al

planetario del diferencial. En el trípode (2) se aloja a su vez el palier (1), estriado

sobre él, resultando de todo ello una junta homocinética deslizante.

La figura 3.41 muestra el ensamble de este mismo tipo de junta, en el montaje del

lado de la caja de velocidades, donde puede verse que la tulipa (1) está estriada

para su acoplamiento al planetario. En los cajeados (4) de la tulipa acoplan los

Figura 3.40. Junta trípode deslizante del lado de la caja de velocidades

229

rodillos (3) del trípode, montado sobre estrías en el árbol de transmisión (9).

Completan el mecanismo la junta de estanqueidad (5), el guardapolvos (7) y el

anillo de retención (6).

Figura 3.41. Junta trípode deslizante del lado de la caja de velocidades

La figura 3.42 muestra el ensamble de este mismo tipo de junta, en este caso para

el lado de unión a la rueda. El eje (1), de unión a la misma, forma el trípode, que se

aloja en el árbol tulipa (4) mediante los rodillos (3), quedando retenido por el clip

(2). El fuelle (6), fijado por la abrazadera (5) preserva del polvo y demás

proyecciones las partes de este mecanismo, que están impregnadas de abundante

aceite.

230

Figura 3.42. Junta trípode

deslizante del lado de la

rueda

Figura 3.43. Junta homocinética de bolas

En el lado de rueda suele disponerse otras veces una junta homocinética del tipo

de bolas, provista de seis bolas de acero mantenidas en una jaula apropiada y que

pueden deslizarse en unas gargantas tóricas formadas en los semiárboles

231

conductor y conducido. La figura 3.43 muestra la disposición de este tipo de junta,

donde la mangueta (1) recibe a la jaula (6), cuyas bolas (4) quedan alojadas en las

gargantas formadas en la superficie interna de la mangueta (1) y la externa del buje

(5), que se une estriado al árbol de transmisión (2). El fuelle (3) cierra el conjunto

preservándolo de la posible entrada de suciedad.

La figura 3.44 muestra en despiece este mismo tipo de junta homocinética.

Figura 3.44. Junta

homocinética de

bolas

232

1.1.1.4. SISTEMA DE PROPULSIÓN

1.1.1.4.1. Propulsión del vehículo

El par motor aplicado a las ruedas matrices de un automóvil es transformado en

giro de éstas, produciéndose una impulsión que debe ser transmitida al chasis del

vehículo para conseguir su desplazamiento. Ello se logra por medio del sistema de

suspensión, que enlaza las ruedas con el chasis, de manera que el empuje de ellas

se transmite al chasis a través de ballestas, bielas de empuje, tirantes de reacción,

etc., según el modelo de suspensión utilizado. El sistema capaz de realizar esta

función recibe el nombre de propulsión si las ruedas matrices son las traseras y

tracción cuando son las delanteras.

El esfuerzo de rotación de una rueda se debe a la acción de las fuerzas (A) y (B)

(fig. 4.1) resultantes de la aplicación del par motor. Si la rueda no apoya sobre el

suelo, la acción de estas fuerzas produce el giro de la rueda en vacío, sin que

exista impulsión alguna; pero cuando la rueda está apoyada en el suelo, la fuerza

(B) está contrarrestada por la adherencia al suelo (D), que la anula. En estas

condiciones, la fuerza (A) comunica un empuje (C) al eje de la rueda, que la hace

rodar sobre el suelo. Este empuje debe ser transmitido al chasis del vehículo para

lograr su impulsión.

Cuando por alguna causa disminuye la fuerza (D) de adherencia al suelo (caso de

lluvia, nieve, barro, etc.), la fuerza (B) no se anula totalmente, por lo que aparece un

par de rotación, que hace girar a la rueda sobre sí misma (patinado), lo que al

233

mismo tiempo reduce el empuje (C).

Figura 4.1. Esfuerzo de rotación de una rueda

y propulsión

El valor de la fuerza de adherencia (D) depende del peso que recae sobre esta

rueda, del coeficiente de adherencia del neumático al suelo (que varía con la

naturaleza de éste), del tipo de neumático, su estado de desgaste y la presión de

inflado; mientras que el valor de la fuerza (A) depende del par motor y de la relación

seleccionada en la caja de velocidades.

Por todo ello, para que la rueda no patine y sea máximo el empuje (C), deberá

cumplirse la condición de que la fuerza (A) sea igual al producto del peso cargado

sobre la rueda, por la fuerza (D) de adherencia al suelo. Como estos últimos

valores no pueden variarse a voluntad del conductor, para que no patine la rueda

habrá que acelerar el motor lo suficiente para que el par desarrollado dé el valor

adecuado de la fuerza (A), en todo momento y según las condiciones diferentes de

peso y adherencia. De esta manera, el empuje (C) puede aprovecharse totalmente

en toma directa, siempre que la adherencia sea suficiente, es decir, en la mayor

parte de los casos que se presentan en la conducción; mientras que en primera

velocidad, como el par aumenta mucho, se hace mayor la fuerza (A), por lo que no

puede utilizarse el máximo empuje más que cuando la adherencia sea grande, es

234

decir, con piso seco y neumáticos en buen uso.

En todo vehículo interesa obtener una gran adherencia y, por ello, en su fabricación

se dispone que la mayor parte del peso total recaiga sobre las ruedas matrices

(dentro de unos límites), montándose además unos neumáticos de tamaño y dibujo

apropiados.

La fuerza de propulsión no debe en ningún caso sobrepasar a la de adherencia y

de ello resulta una limitación de las características técnicas de los automóviles,

cualquiera que sea la potencia del motor que utilicen, pues por muy potente que

éste sea, si el vehículo no tiene peso suficiente para obtener una adherencia

adecuada será mayor la fuerza propulsora que la adherente y la rueda patinará. Por

todo ello, la potencia del motor de un vehículo viene determinada, entre otros

factores, por su peso. Del mismo modo, los neumáticos guardan relación con la

potencia del motor y el peso del vehículo.

1.1.1.4.2. Propulsión

El puente trasero "empuja" al vehículo por su enlace a la carrocería-bastidor;

cuando el piñón de ataque comunica su rotación a la corona del diferencial, ésta

ofrece una resistencia al giro que tiende a hacer rodar el primero sobre los dientes

de la corona como si fuese a levantarse la parte delantera del vehículo, girando

hacia atrás sobre el puente trasero. Esta reacción se percibe claramente en los

arranques bruscos por el "encabritamiento" delantero.

235

El chasis debe estar organizado de forma que la reacción sea absorbida y el

empuje debidamente transmitido. El procedimiento más sencillo y corriente es

encomendar ambos cometidos a las ballestas posteriores (fig. 4.2), que por delante

se unen al bastidor con articulación sencilla C para que sirva de punto de apoyo por

el cual el puente y las ballestas comunican su empuje al vehículo; la articulación

trasera se hace por una gemela que permite las deformaciones longitudinales del

muelle. El puente trasero se une rígidamente a las ballestas de modo que (fig. 4.3),

cuando las ruedas giran según la flecha P, la reacción, que como fuerza resistente

tiene sentido contrario R, tiende a retorcer las ballestas como indica la línea de

puntos, levantando un poco el piñón de ataque; la deformación absorbe la citada

reacción, pero obliga (fig. 4.2) a colocar dos juntas universales en el árbol de

transmisión: la V para permitir este levantamiento del piñón de ataque producido

por la torsión de las ballestas y puente trasero, y la J a la salida del cambio en

razón de las oscilaciones del puente trasero con el ballesteo. Para atenuar este

retorcimiento, que tiende a levantar el vehículo de delante, es normal colocar el

Figura 4.2. Ballestas

en eje trasero

236

puente trasero adelantado respecto al centro de la ballesta, para hacer más rígido

este tramo.

Figura 4.3. Fuerzas en eje

trasero

Figura 4.4. Oscilaciones del eje trasero

Resulta, pues, que el puente trasero en el ballesteo de la marcha (fig. 4.4), oscila

alrededor de dos puntos distintos; por su unión a las ballestas gira alrededor de la

articulación delantera de éstas B, y por enlace del árbol de transmisión T con la

caja de cambios bascula con centro en la junta universal. Por ello es indispensable

dotar al árbol de transmisión de una junta deslizante Z que le permita acortarse y

237

alargarse, colocada generalmente en la cardan Z de entrada al puente trasero, a no

ser que las juntas J y V (fig. 4.2) sean del tipo flexible, porque entonces su misma

flexibilidad absorbe las variaciones de distancia resultantes.

También fue muy usado el procedimiento de transmitir el empuje y absorber la

reacción por tubo central, sistema llamado otras veces de puente basculante (fig.

4.5): las ballestas

traseras llevan

gemelas en ambos

extremos, y, en

vez de estar fijas al

puente trasero,

éste puede oscilar

alrededor de ellas por unas

bridas con muñoneras; el

árbol de transmisión va

recubierto por un tubo T, que

forma parte del cárter del

diferencial y se articula a la

caja de cambios por una

fuerte rótula R. La reacción

tiende a levantar el tubo, cosa

que impide la rótula R; el

empuje se transmite por el

Figura 4.5. Puente basculante

Figura 4.6. Rótula en puente trasero

238

tubo a la rótula, y por ésta al travesaño y bastidor. La doble gemela de las ballestas

y su articulación al puente trasero permiten libertad de movimientos, quedando la

suspensión libre de los esfuerzos de reacción y empuje. La transmisión sólo

necesita una cardan, que se coloca dentro de la rótula R (fig. 4.6).

En bastantes turismos y en camiones se hace uso de bielas de empuje B (figura

4.7) que transmiten directamente este esfuerzo desde el puente trasero al bastidor.

Este es el caso de la figura 4.8: E es la biela de empuje al bastidor B.

Figura 4.7. Bielas de empuje

Figura 4.8. Bielas de empuje

239

Otras veces el empuje se transmite por una V (CD en la figura 4.13) para cada

rueda.

Si la suspensión es por ballesta transversal (fig. 4.9), se usa el miembro en V tanto

para el eje trasero como para el delantero, pues la unión con éste carece de la

rigidez que proporcionan las ballestas semielípticas corrientes.

La reacción se puede contrarrestar especialmente por una biela de reacción (fig.

4.10), que por su extremo ancho se fija al diferencial y por el delantero termina en

una rótula comprendida entre dos resortes D encerrados en el tubo oscilante E que

Figura 4.9. Caso de suspensión por ballesta transversal Figura 4.9. Caso de suspensión por ballesta transversal

Figura 4.10. Biela de reacción

240

se articula en B a un travesaño C del bastidor. El esfuerzo de reacción se amortigua

y contiene en los resortes D, según las flechas verticales de la figura.

Se comprende, que si esta biela de reacción se articula directamente con rótula en

B al travesaño C, sirve también para comunicar el empuje quedando entonces libre

de ambos esfuerzos la suspensión y la transmisión.

1.1.1.4.2.1. Propulsión doble

Muchos camiones suelen tener el eje trasero doble para que la carga, que incide

principalmente sobre él, sea soportada por cuatro ruedas, que si son gemelas,

resultan realmente ocho.

A veces, la propulsión se hace por uno sólo de los ejes traseros, siendo el otro

simplemente portador del peso; pero lo general es que los dos ejes traseros sean

propulsores.

El esfuerzo giratorio del motor se puede transmitir por alguno de los procedimientos

señalados en la figura 4.11. En el 1, el secundario de la caja de cambios termina en

un piñón que engrana con otros dos, uno a cada lado de aquél (mecanismo A); los

cuales se hallan montados en los extremos de dos árboles de transmisión B y C,

que por apoyos intermedios con juntas cardan, atacan a los dos puentes traseros D

y E, independientes uno del otro, ambos provistos de su respectivo diferencial.

Otro sistema (2), el más frecuente, es que desde la corona del primer diferencial D,

otro piñón, como el de ataque, comunica el movimiento al segundo eje E, también

241

con su diferencial. Si la transmisión se hace por tornillo sin fin, el mismo árbol que

mueve la corona de D se prolonga hasta alcanzar el E. El trozo intermedio N, en

todos los casos, lleva una o dos juntas cardan.

Un tercer sistema (3) comunica el movimiento desde el único puente J a los

mecanismos laterales K y L, que lo transmiten a cada rueda; pero este método

requiere varios engranajes y es poco usado.

1.1.1.4.2.2. Motor trasero

Algunos pequeños automóviles (Fiat-Seat 600, Renault 8 y Dauphine, Simca 1000,

etc.) y la mayoría de los deportivos de muy altas prestaciones, llevan el motor

colocado en la parte trasera del bastidor, dejando despejada la parte delantera para

ampliación de la carrocería. El conjunto motor-embrague-cambio-diferencial forma

un bloque como el de la figura 4.12, que puede servir también para el caso de

Figura 4.11. Eje trasero doble

242

Figura 4.12. Conjunto motor-embrague-cambio-diferencial trasero

Figura 4.13. Motor trasero en SEAT 600

243

tracción delantera, y el mando del embrague y del cambio de velocidades se hace

con largas varillas desde el asiento del conductor. En la figura 4.13 se presenta un

caso típico y popular de motor trasero, correspondiente al SEAT 600.

1.1.1.4.3. Tracción

Siempre hubo intentos de obtener el movimiento del automóvil haciendo que las

ruedas delanteras fuesen motrices a la vez que directrices, es decir, que en lugar

de propulsión desde atrás resulte una tracción desde delante. Las dificultades de

orden técnico han podido vencerse gracias a las juntas universales homocinéticas,

y en la actualidad la mayoría de los vehículos de turismo utilizan esta disposición.

La figura 4.14 señala las diferencias de

organización entre un vehículo A de

propulsión trasera, y otro B de tracción

delantera: en éste, todo el grupo motor-

transmisión forma un bloque compacto que

deja libre la parte inferior de la carrocería,

la cual puede rebajarse hasta el nivel de

los estribos, éstos pueden suprimirse, y el

piso inferior será plano, sin tener que acudir

a los molestos tabiques centrales en

puentes que se colocan en algunos automóviles de propulsión trasera, para dejar

paso por la parte inferior al árbol de transmisión. El vehículo resulta más bajo,

Figura 4.14. Diferencias organizativas entre

tracción y propulsión

244

desciende su centro de gravedad y, por tanto, resulta más estable.

En automóviles de propulsión trasera (fig. 4.15-1) el esfuerzo de empuje se aplica

desde atrás, y en las curvas el vehículo se apoya sobre la adherencia transversal

de los bandajes delanteros para ser dirigidos, mientras que con la tracción

delantera (2) el arrastre lo efectúan las ruedas de delante, ya orientadas en el

sentido de la curva; es decir, sin recurrir a la citada adherencia transversal. Se

comprende que las curvas se puedan tomar a mayor velocidad y siempre con más

seguridad con la tracción delantera, y que en caso de meterse las ruedas

encarriladas en un camino, se saca el vehículo más fácil y con mayor seguridad

que si fuese de propulsión trasera. Éstas son las características y ventajas

principales del sistema.

El bloque motor-transmisión adopta la forma y disposición de la figura 4.12; los

frenos de las ruedas delanteras pueden montarse a la salida del diferencial,

Figura 4.15. Fuerzas en el trazado de una curva

245

descargando a las ruedas de su peso y disminuyendo, por tanto, el peso no

suspendido, cosa siempre beneficiosa.

1.1.1.4.4. Propulsión total

Consiste en hacer motrices todas las ruedas, delanteras y traseras. El mecanismo

está constituido por los elementos de una propulsión trasera o una tracción

delantera a los que se añade una tracción o una propulsión. Así, todos los bandajes

de apoyo del vehículo "agarran" al suelo para

aprovechar su adherencia en la transmisión del

esfuerzo motriz. Por tal razón estos vehículos

también se llaman de "adherencia total", y tienen,

naturalmente, más capacidad para subir pendientes;

pero la ventaja principal es apreciable sobre todo en

malos caminos, puesto que todas las ruedas

agarran y trepan y, además, como las delanteras

tienen propulsión autónoma ya no resultan

empujadas por las traseras, con lo cual se

disminuye notablemente la resistencia al avance.

El mecanismo, en general, consta (fig. 4.16) de una

caja de cambios corriente C a cuya salida lleva el

giro motor al reenvío B, desde el cual parten los dos Figura 4.16. Sistema de

propulsión total

246

árboles F y G que mueven los ejes delanteros D y trasero T, ambos provistos de

diferencial en la forma ya expuesta al hablar de la propulsión trasera y tracción

delantera.

El delantero D es un puente análogo al trasero, pero con su diferencial hacia un

lado para que el árbol F pase por debajo y a un costado del bloque motor, sin

tropezar con él. En los extremos del puente los palieres llevan juntas

homocinéticas, puesto que las ruedas son también directrices.

Otra disposición del reenvío, caja de transferencia o transfer es la de la figura 4.17.

Los vehículos dotados de propulsión total se pueden agrupar en dos bloques:

transmisión permanente a un eje y por accionamiento manual al otro (4x2), y

transmisión permanente a las cuatro ruedas (4x4).

Figura 4.17. Disposición

alternativa del sistema de

propulsión total

247

1.1.1.4.4.1. Transmisión permanente a un eje con conexión manual del otro

El reenvío B permite desacoplar el eje delantero del esfuerzo motor, para que sobre

buenas calzadas el vehículo circule como uno de propulsión trasera, y al mismo

tiempo está dotado de un engranaje reductor que, cuando se hacen funcionar todas

las ruedas como motrices, rebaja las velocidades proporcionadas por la caja de

cambios C. De este modo el vehículo dispone de un juego de marchas más

reducidas, lo cual es muy conveniente para fuertes pendientes y malos caminos,

con lo que las ventajas de la adherencia total se aprovechan al máximo.

El mecanismo de reenvío (fig.

4.18) consiste en cinco piñones,

de los cuales los 1 y 2 están

montados locos sobre el extremo

del árbol A que viene de la caja

de cambios principal; los 3 y 4

forman parte de un eje

intermediario, y el 5 es el

extremo del árbol G que

comunica con las ruedas

traseras. El árbol F de las

delanteras termina apoyándose

en un cojinete de bolas insertado en un hueco central del piñón 5, y por tanto, es

independiente de éste y de G.

Sobre el eje A, entre los piñones 1 y 2, puede moverse un desplazable Q que

Figura 4.18. Mecanismo acoplador de la propulsión total

248

engrana por dientes interiores bien con el 1 o con el 2; este desplazable está

enlazado por medio de la palanca P con otro R, que en el extremo de F, puede o no

engranar con el piñón 5. La palanca P bascula alrededor de su punto de apoyo K

situado a la altura del intermediario.

Cuando el vehículo circula con sólo propulsión trasera, el desplazable Q engrana

con 2, y el R, por lo tanto, está libre. El giro que llega desde el cambio sigue las

flechas llenas: piñón 2, su intermediario, piñón 5 y árbol G. Como R está

desengranado de 5, no pasa fuerza motriz al árbol delantero F. Si el conductor de-

sea la propulsión total, maniobra desde fuera la palanca P: engrana Q con 1, y R

con 5, entonces el movimiento del motor, flechas de puntos, pasa por 1 al

intermediario izquierdo (el grande, y por tanto, se reduce el giro) y de éste sigue por

el pequeño 4 al piñón 5, que como está engranado con R transmite el giro a los dos

árboles G y F.

Se completa el poder trepador de estos vehículos dotándoles de un dispositivo que

a voluntad enclave

los diferenciales,

del tipo explicado

anteriormente al

tratar de los

diferenciales

controlados.

En la figura 4.19 se Figura 4.19. Sistema de propulsión de un Jeep

249

representa el chasis del popular Jeep americano, pequeño vehículo con soluciones

mecánicas clásicas, pero de notable eficiencia y capacidad de maniobra.

Desde el motor, montado sobre tres puntos elásticos, se comunica el giro a las

ruedas mediante una transmisión compuesta de embrague de disco único en seco

y un cambio de tres marchas adelante y una atrás. A un costado de éste se halla el

reductor A, que proporciona un segundo juego de marchas la mitad más reducidas

que las normales. En la figura se observa como el bloque motor se encuentra

desplazado hacia la izquierda del chasis, con objeto de que desde el reductor

llegue el árbol de transmisión D al eje delantero sin tropezar con el cárter.

Al lado de la palanca C del cambio normal están las dos E y F del reductor: la F es

para poner la combinación "directa" o la "reducida", y la E tiene por objeto hacer o

no motrices las ruedas delanteras, a voluntad del conductor y según el estado y

pendiente del camino. El mecanismo es análogo al descrito en la figura 4.18, con la

diferencia de que aquí no existe la palanca P que enlaza los desplazables Q y R,

sino que cada uno de éstos tiene mando independiente por las palancas exteriores

E y F de la figura 4.20.

De esta manera el vehículo puede marchar sobre carretera con sólo propulsión

trasera y a la velocidad de un automóvil convencional. Cuando la carga y la

pendiente aumentan, el reductor proporciona otra gama de tres marchas adelante

más reducidas y con gran aprovechamiento de la potencia máxima del motor, y

cuando dichos factores alcanzan valores extraordinarios o el piso es malo o

resbaladizo, el reenvío permite añadir la tracción delantera, con aprovechamiento

total de la adherencia del vehículo.

250

El puente trasero, rígido, es del tipo semiflotante, en tanto que el delantero, también

rígido, es todo flotante, y ambos poseen diferenciales idénticos. Las juntas

homocinéticas necesarias para la tracción delantera son del tipo Béndix-Weiss o

Rzeppa, y están colocadas, como siempre, en el eje de giro de los pivotes de la

dirección envueltas en rótulas esféricas que las protegen del polvo y barro

exteriores.

Inspirados en el Jeep (de la casa Willys) han aparecido vehículos análogos para

usos militares y civiles, algunos con suspensión independiente, posibilidad de

enclavar los diferenciales y otros perfeccionamientos.

Normalmente la palanca de mando de la caja de transferencia posibilita cuatro

funciones: alta velocidad con dos ruedas motrices (2H), alta velocidad con cuatro

ruedas motrices (4H), baja velocidad con cuatro ruedas motrices (4L) y posición

neutral (N).

1.1.1.4.4.2. Transmisión 4x4 permanente

Recientemente se ha incorporado la tracción total a los turismos, en general a los

de gran potencia y prestaciones deportivas; sin embargo cabe destacar la

aplicación de la misma a pequeños utilitarios, mediante soluciones sencillas y

económicas que dan excelentes resultados.

En la figura 4.20 se observa el reenvío VG 1400-3VV Mercedes Benz, de

constitución similar a la expuesta en la 4.18. Las barras de mando 3 y 34, que

251

Figura 4.20. Mecanismo de tracción 4x4 permanente

252

actúan sobre las horquillas 5 y 31, son accionadas neumáticamente. En el detalle 1

las ruedas dentadas 38 y 13, montadas locas sobre el árbol de entrada 12, no

reciben su giro ni éste es transmitido a los árboles de salida 19 y 20; es la posición

neutral. En el detalle 2, posición de marcha para carretera, los desplazables 4 y 25,

facilitan el engranaje de las ruedas dentadas 38, izquierda del árbol intermediario

16, y 23 y, a través del engranaje planetario 20, 21 y 22 y los rodamientos de

rodillos cónicos, transmiten el giro del árbol de entrada 12 a los de salida adelante

20 (brida 29) y al eje trasero a través de las bridas 18; la distribución del par motor

es de 1:3,2 entre los ejes delantero y trasero. En el detalle 3 son la rueda dentada

13 y la derecha del árbol intermediario 16, las que transmiten el giro a los árboles

de salida (ejes delantero y trasero), siendo la distribución del par motor igual a la

del detalle 2; es la marcha para todo terreno. En el detalle 4, marcha para todo

terreno reducida, la distribución del par motor entre los ejes delantero y trasero es

de 1:1.

253

1.1.2. LA TRANSMISIÓN EN UN VEHÍCULO

FÓRMULA S.A.E.

1.1.2.1. INTRODUCCIÓN

Tras conocer los diferentes sistemas de transmisión empleados en la actualidad en

el mundo del automóvil, se procederá a analizar cuáles de las anteriores soluciones

son las más adecuadas para su implantación en un vehículo Fórmula S.A.E. Se

estudiarán las distintas partes de la transmisión de un vehículo de este tipo, y se

justificará su elección.

En esta sección se harán numerosas referencias a los contenidos expuestos en el

punto 1.1.1. de esta memoria. Sin embargo, algunos de los conceptos más

importantes para el desarrollo de este apartado se volverán a explicar de forma

breve y desde el punto de vista de la competición, de modo que el presente texto

pueda ser entendido sin la constante referencia a otras páginas.

1.1.2.2. EL CONJUNTO DE LA TRANSMISIÓN

La transmisión es la parte encargada de transmitir la potencia desde el motor hasta

las ruedas del coche. Esta potencia hay que hacerla llegar de manera que haya

254

unas pérdidas mínimas y tal que el coche la aproveche al máximo. En vehículos de

competición como los empleados en la Fórmula S.A.E., esto último adquiere si cabe

mayor importancia, puesto que factores como el rendimiento, la fiabilidad y la

eficacia deben prevalecer por encima del resto.

En la Fórmula S.A.E. se utilizan, casi exclusivamente, motores de motocicleta, y

nuestro caso no será una excepción. Una de las ventajas de este tipo de motores

es que la caja de cambios y el embrague están integrados en el bloque del motor,

formando un conjunto compacto y ligero, en comparación con una caja de cambios

Figura 1. Disposición habitual en vehículos Fórmula S.A.E.

255

tradicional de automóvil. Esto obliga a la colocación de un diferencial externo (y no

adosado a la caja de cambios) y deja como única posibilidad de comunicación de

potencia la transmisión por cadena. Este sistema permite variar la relación de

cambio total de forma sencilla, ya que se puede sustituir el piñón por uno de

diferente número de dientes y utilizar una corona del tamaño que más convenga.

Un ejemplo de este conjunto se puede observar en la figura 1.

El conjunto de transmisión de potencia está formado por una serie de piezas que

transmiten el par de salida del motor (al piñón) hacia el suelo (ruedas). Entre el

piñón y las ruedas se situarán elementos que hacen posible la interconexión entre

ambos.

Una de las piezas de las que se partió al inicio de este proyecto fue la del bloque

motor de una Honda CBR 600. Como se apuntó anteriormente, este bloque incluye

la caja de cambios, una caja manual secuencial de seis velocidades, lo que hace

que éste haya sido un componente de la transmisión impuesto, sobre el que no se

ha tenido que realizar ningún tipo de estudio.

De lo anterior se desprende que el análisis de las alternativas de los diferentes

componentes se centrará en el sistema de tracción, el diferencial y las uniones que

transmitirán la fuerza del motor de una pieza a otra.

256

1.1.2.3. EL SISTEMA DE PROPULSIÓN

Antes de nada, se debe decidir el tipo de tracción que dotará de movimiento al

vehículo, es decir, si dispondrá de tracción, propulsión, o propulsión integral (FWD,

RWD o AWD, respectivamente).

Como es fácilmente apreciable, todos los vehículos puros de competición utilizan la

configuración de propulsión (RWD), es decir, tracción a las ruedas del tren trasero.

En la Fórmula S.A.E. también se adoptará esta solución en la totalidad de los

equipos.

A continuación se analizarán los distintos sistemas de propulsión y se enumerarán

las ventajas e inconvenientes de su utilización, de modo que se pueda argumentar

la elección de la propulsión.

1.1.2.3.1. Tracción

Las ventajas fundamentales de la tracción son consecuencia de la orientación de

las ruedas delanteras al tomar una curva. En estas circunstancias, las ruedas

directrices (las delanteras en casi todo tipo de automóviles) “señalan” en todo

momento hacia la salida de la curva, al contrario que las traseras, que lo hacen

hacia el exterior.

257

Este detalle hace que un automóvil de propulsión trasera se apoye sobre la

adherencia transversal de los bandajes delanteros para ser dirigidos, mientras que

con la tracción delantera no se recurre a la citada adherencia transversal.

Teóricamente, aunque esto puede depender más de otras características dinámicas

del vehículo, curvas se pueden tomar a mayor velocidad y siempre con más

seguridad con la tracción delantera, y que en caso de meterse las ruedas

encarriladas en un camino, se saca el vehículo más fácil y con mayor seguridad

que si fuese de propulsión trasera. El agarre en superficies deslizantes de un

vehículo de tracción delantera es siempre netamente superior al de uno dotado de

propulsión.

Figura 2. Dirección de las ruedas motrices en una curva

258

El mayor inconveniente de la tracción delantera en un automóvil como los

empleados en la competición que nos incumbe es su difícil compatibilidad con el

motor central-trasero. El sistema de transmisión de la fuerza del motor al eje

delantero añadiría peso al conjunto e implicaría una serie de problemas mecánicos

y geométricos debidos al poco espacio disponible.

1.1.2.3.2. Propulsión total

El sistema de propulsión total constaría de los elementos de una propulsión trasera

a los que se añadiría la tracción delantera por medio de un diferencial central que

haría posible el reparto de par entre ambos ejes. Sólo se baraja la posibilidad de

adoptar un sistema 4x4 permanente, ya que el 4x4 conectable sólo es adecuado en

coches en los que el uso de la transmisión total es esporádico, esto es, en aquellos

que rara vez van a ser sometidos a un uso extremo y que pretenden ahorrar

combustible en el resto de circunstancias; este no es el caso de un coche de

competición, por lo que la transmisión 4x4 conectable se descarta.

La principal ventaja de este sistema es un mayor agarre del vehículo a la calzada

en toda circunstancia. El aprovechamiento de este sistema es mayor cuanto peores

son las condiciones del terreno, puesto que en terrenos donde las pérdidas de

tracción de los sistemas de propulsión a un eje son pequeñas, la aportación de dos

ruedas motrices adicionales es nula o despreciable. Esta solución es por tanto

adecuada cuando las condiciones de la vía (tierra, irregularidades, asfalto

259

degradado, etc.) o las climatológicas (nieve, lluvia o hielo) no son las mejores, o

cuando es necesario subir pendientes pronunciadas.

En competición, emplean sistemas de propulsión total los vehículos de rallies, ya

que el estado del terreno no suele ser muy favorable y la ventaja que aporta es

determinante. En cambio, en aquellas otras disciplinas disputadas siempre sobre

asfalto (como la que nos ocupa), este tipo de propulsión apenas se emplea.

Los inconvenientes asociados a este sistema son: el mayor peso que supone

(debido a que se ha de llevar la fuerza del motor a ambos ejes y ello implica mayor

número de componentes), la gran complicación mecánica y geométrica que

conlleva su implantación (hay que poder ubicar tres diferenciales en un espacio en

el que no es fácil ubicar uno), y su precio.

1.1.2.3.3. Propulsión

A continuación se estudiarán las características que hacen que sea la propulsión el

sistema adoptado, contrastándola con los otros dos sistemas a modo de

argumentación:

• La separación por trenes en direccional y de tracción permite disponer de

una suma de fuerzas generadas por los neumáticos mayor en

comparación con la tracción delantera.

• La transferencia de masas en aceleración favorece la tracción en las

ruedas traseras, ya que aumentan su carga vertical. Esto resulta de

260

especial utilidad en arrancadas y aceleraciones fuertes (a la salida de una

curva cerrada), donde se requiere la máxima transmisión de potencia al

suelo. Se debe tener en cuenta que el peso total de los vehículos

Fórmula S.A.E. es muy liviano y su relación peso-potencia muy alta, por

lo que se debe conseguir que los movimientos de la carrocería durante la

carrera favorezcan lo máximo posible la tracción de las ruedas, algo que

logra la propulsión trasera, al contrario que la tracción delantera, en la

cual el levantamiento de la parte delantera del coche en fases de

aceleración perjudica seriamente el agarre.

• La disposición es más adecuada en términos de espacio, teniendo en

cuenta la disposición de motor central/trasero. La posición del motor es

elegida de modo que la aerodinámica sea la óptima, y el reparto de pesos

entre los ejes favorezca el agarre de las ruedas; con estas condiciones, el

motor se sitúa detrás de la cabina del piloto y por delante del eje trasero

(se le da el nombre de disposición central/trasera). El espacio disponible

en nuestro vehículo, así como en el resto de participantes, es muy

reducido, por lo que la solución más compacta, ligera y sencilla es la de

la propulsión, por lo complicado que resulta en estas condiciones hacer

llegar la fuerza del motor al eje delantero.

• El peso que añade un sistema de propulsión total perjudica a las

prestaciones más de lo que aporta al comportamiento del vehículo, por

disputarse la competición sobre un asfalto en buenas condiciones.

Debido a esto, resultará favorable que la tracción sea a un solo eje. El

261

precio asociado a un sistema de propulsión total es otro argumento más

para descartarlo.

• La propulsión está más orientada al control que a la estabilidad, lo cual es

adecuado para vehículos de competición.

1.1.2.4. EL DIFERENCIAL

La práctica totalidad de los automóviles necesitan un diferencial porque las ruedas

de tracción, al estar separadas por una distancia (vía) al girar, describen radios

distintos a velocidades de giro (angulares) también distintas. La palabra diferencial

significa precisamente esto, un mecanismo que es capaz de diferenciar las

circunstancias de una y otra rueda.

Este diferencial, mediante una caja de satélites, es capaz de adaptar cualquier

variación relativa de

velocidades entre ruedas

de un mismo eje. La

limitación está en el par a

transmitir. Es incapaz de

dosificarlo y distribuirlo, lo

cual supone que, cuando

una rueda pierde su

capacidad de tracción por Figura 3. Reparto del par de tracción con suelo deslizante

262

patinaje o falta de contacto, los engranajes dirigen todo el par hacia la rueda en

esta situación, sin que la que puede traccionar reciba absolutamente nada. En

consecuencia, el coche no avanza.

En un turismo, esta situación se da en momentos muy puntuales (nieve, hielo,

arrastre de remolque, etc.), mientras que en el funcionamiento normal del automóvil

este sistema es muy satisfactorio y prácticamente no necesita mantenimiento. No

obstante, cada día es mayor el número de fabricantes que van incorporando a los

vehículos de la gama alta un tipo de diferencial con cierto porcentaje de

autoblocante, del 25 % al 40 %, para mejorar la tracción en los modelos donde la

relación peso/potencia puede dar lugar a patinajes incontrolados (como es nuestro

caso).

Figura 4. Engranajes en un diferencial convencional

263

El diferencial de la figura representa un diferencial abierto, sin autoblocante, que

cumple la siguiente ley, como mecanismo planetario diferencial de dos grados de

libertad:

231

4

ωωω +=

Y, mientras en línea recta se cumple la relación ω4 = ω3 = ω1, en curva existe una

diferencia de velocidades entre las dos ruedas, cumpliendo siempre la primera

relación.

1.1.2.4.1 El diferencial en competición

Antes de entrar de lleno en la aplicación de los autoblocantes en competición,

debemos señalar que también se pueden usar diferenciales abiertos en

aplicaciones deportivas. Si la pista estuviera lisa y seca, con un coche muy bien

repartido de pesos y en ausencia de curvas cerradas, no es totalmente descartable

el uso de un diferencial abierto. Evitaríamos los fenómenos colaterales de los

diferenciales autoblocantes, como las tendencias modificadoras del carácter

virador, y algún que otro punto oscuro en el comportamiento, incluso en línea recta.

No obstante, en la Fórmula S.A.E., dadas las características reviradas de los

circuitos, se aconseja encarecidamente el uso del diferencial autoblocante.

Quizás el fenómeno más distorsionante y menos conocido sea la tendencia a

acentuar el sobreviraje o subviraje en función del deslizamiento de una rueda, fruto

del distinto y puntual desvío del par que el diferencial autoblocante proporciona.

264

Aunque no todos los diferenciales actúan igual, la figura 4 muestra un ejemplo para

un turismo de tracción (en uno de propulsión el fenómeno sería distinto, pero no

necesariamente contrario).

El diámetro de los círculos de cada rueda supone la capacidad de ésta para

acelerar y frenar, y también para girar. En este ejemplo, se puede observar que la

rueda delantera exterior está muy bien dotada, sobre todo por la carga vertical que

soporta en este momento. Fr es la fuerza resultante de la aceleración (fa) y la

centrífuga (fb), buscando siempre permanecer dentro del círculo. Si se mantiene la

situación así, siendo Fr1 > Fr2, existe una tendencia a acentuar el sobreviraje (no

quiere decir esto que el coche sea sobrevirador). No obstante, al aplicar la potencia,

la rueda interior iniciará inmediatamente un patinaje que, al ser reconocido por el

Figura 5. Representación de la situación al inicio de la aceleración en la salida de una curva

265

autoblocante, éste, dentro de su misión, le desviará par de tracción pronunciando

aún más el síntoma. En este supuesto, se desprecian las más que probables

consecuencias del aumento del ángulo de slip (o deriva) de este neumático.

Todo esto depende, en gran medida, del tipo de diferencial usado y de su

respuesta, y es muy importante en este momento la capacidad de dosificación del

piloto. Debemos recordar que incluso en línea recta, cuando una rueda del tren de

tracción, funcionando con autoblocante, empieza a patinar, todo el par es aplicado

inmediatamente a la otra rueda, manifestándose entonces un efecto de vaivén

sincopado que en algunas ocasiones ha propiciado la inspección de un chasis

detenidamente, ya que puede confundirse con cualquier problema de flexión o

rotura.

Sin embargo, el desarrollo de motores más potentes, con chasis más rígidos y

ligeros, implica una creciente dificultad para mantener intactas las posibilidades de

aceleración requeridas en competición. Por otra parte, la disciplina deportiva exige

bruscos cambios de dirección y de trayectoria, que se traducen en el patinaje de

una rueda del tren de tracción. Los diferenciales abiertos no pueden compensar

debidamente el par, y, por ello, se impone el desarrollo de diferenciales

autoblocantes.

266

1.1.2.4.2. Tipos y funcionamiento

Ya se ha dicho que los diferenciales abiertos limitan la transmisión de par a la rueda

al nivel de la que en ese momento tenga menor adherencia. Si el problema se

deriva de un exceso de motor, patinarán ambas ruedas y la solución consistirá en

una reducción de potencia instantánea. Pero si patina una sola rueda, se impone un

diferencial limitador de patinaje, o bien un control de tracción que actúe sobre el

freno de esta rueda. Tanto en estos casos como en el uso de un viscoso, primero

debe generarse el patinaje, para luego actuar el sistema. Existen, no obstante,

otros diferenciales, denominados autoblocantes, que pueden controlar la diferencia

de par anticipándose al patinaje sin la consiguiente pérdida de motricidad.

Éstos son los grupos en los que se encuadran los diferenciales más utilizados en

competición.

1.1.2.4.2.1. Diferenciales de fricción

Este tipo de diferencial es abierto, con un conjunto de discos de fricción que se

interponen entre el planetario y el semieje de transmisión, en el camino que sigue el

par desde la corona al semieje, es decir, a la rueda.

Su capacidad de blocaje es proporcional al par de entrada a la corona, es decir, al

par suministrado por el motor. El ángulo de las rampas de empuje, mecanizadas en

la arandela de precarga, determina la fuerza expansiva que comprime los discos de

fricción, que funcionan a modo de embrague, desviando parte del par.

267

Figura 6. Vista en sección de un diferencial ZF. 1. Corona cónica. 2. Caja de alojamiento. 3. Rampas de empuje. 4. Satélite. 5. Planetario. 6. Eje satélite. 7. Arandelas de grueso. 8. Disco solidario al planetario. 9. Disco solidario a la caja. 10. Arandela de precarga. 11. Anillo de presión. 12. Tapa

Figura 7. Ángulos de rampa

268

Los ángulos de esta rampa pueden variar (figura 7) desde 30°, que es el valor que

más fuerza expansiva transmite al paquete de discos, hasta 45°, que es el valor

que menos transmite.

El uso de ángulos asimétricos en la arandela de precarga es una buena solución

cuando se busca un pequeño blocaje en reducciones o en frenada, utilizando, por

ejemplo, 50° en el lado de apoyo del eje y 40° en e l lado de la rampa que transmite

potencia, hasta soluciones del tipo 60/30 para circuitos lentos y sinuosos.

Es evidente que el número y disposición de los discos también tiene su importancia

en la capacidad de blocaje. ZF dispone de un manual que relaciona las

combinaciones de ángulo de rampas y la disposición de los discos para dar

distintos valores de blocaje, expresados en porcentajes que van desde el 25 al 75

%.

Su principal ventaja es que no requieren ningún tipo de mantenimiento y su

fiabilidad es muy alta, algo muy importante en la competición.

1.1.2.4.2.2. Diferenciales viscosos

También podría pertenecer al grupo de diferenciales de fricción, ya que dispone de

un conjunto de discos que son los encargados de limitar el patinaje. La caja se llena

con un fluido viscoso, derivado de la silicona, cuya principal característica es una

admirable resistencia a la cizalladura (rotura molecular). Su paso a través de los

taladros dispuestos en sucesivos platos, coligados a una unidad que gira

269

condicionada a la caja solidaria de la corona, establece el valor de blocaje del

diferencial.

Es evidente que todo esto genera calor cuando actúa como inhibidor de diferencias

de movimiento, pero el resultado de este calentamiento no es otro que una mayor

capacidad de tracción. No obstante, es necesario revisar la unidad si ha trabajado a

una temperatura superior a 170°C.

Las posibilidades de reglaje en este diferencial son inmensas, aunque no en la

pista, ya que sólo depende de las características del fluido operante.

Los puntos a su favor son su bajo precio y su estructura compacta.

Figura 8. Esquema interno de un diferencial viscoso

270

1.1.2.4.2.3. Diferenciales Torsen

Tras poner el énfasis necesario en las desigualdades que distinguen a los dos

sistemas de diferenciales para la competición, es decir, los que actúan después de

que una de las ruedas inicie el patinaje (sensibles a la rotación) y los que vamos a

analizar ahora (sensibles al par), se estudiarán sin más los más utilizados.

En este grupo pueden incluirse los Weismann Locker, el Quaife, los Detroit Locker,

Ricardo y el Jornet, inventado y patentado por un técnico español. Pero para el

caso particular de la Fórmula S.A.E., tienen especial interés los Torsen, muy

populares en dicha competición.

Estos diferenciales funcionan con un gran movimiento de engranajes, y son

capaces de reaccionar inmediatamente ante una variación de par, generando

fricción.

Esta fricción, por desplazamiento axial de los planetarios, es la que consigue

desviar más par hacia la rueda de mayor tracción. Como en casos anteriores, el par

transmitido está condicionado por la matización que las fuerzas de fricción

confieren al par entregado por el piñón de ataque, es decir, el motor.

Por último, se debe advertir que estos diferenciales absorben más potencia que la

que sería deseable, y que su momento de inercia también es alto.

En cualquier caso, para un diferencial trasero de un Fórmula S.A.E. parece muy

adecuada la elección de un Torsen. Sus ventajas fundamentales se enumeran a

continuación:

271

• El reparto de par se hace en función del par resistivo, no de la

velocidad de giro de cada semieje, lo que le otorga un

comportamiento ejemplar.

• Puede transmitir más par a la rueda interior aunque gire más

despacio. Esto permite solventar sin problemas situaciones como la

que se presentaría al trazar una curva en la que la zona interior tiene

una baja adherencia (un charco, hielo, etc.).

• La actuación del diferencial es inmediata, no es necesario que exista

un cierto patinamiento para que empiece a bloquear.

No obstante, existen también algunos inconvenientes, como son el alto precio y la

imposibilidad de regular este diferencial para que permita un cierto deslizamiento,

algo que los pilotos solicitan en ocasiones y que puede ser beneficioso en algunas

circunstancias.

Existen varias modalidades de este tipo de diferencial, entre las que las más

comunes son las denominadas Torsen I y Torsen II.

Figura 9. Diferencial Torsen I

272

Figura 10. Diferencial Torsen II

Este diferencial consta de varios elementos: la carcasa, los dos engranajes

principales, los satélites montados en tres parejas a 120º que giran sobre unos

pines, los ejes de salida hacia las ruedas, y una serie de elementos de fricción.

El diferencial Torsen se suele utilizar en vehículos de calle de tracción a las 4

ruedas, para repartir el par entre el eje trasero y el delantero, y es ideal para los

propósitos del Fórmula S.A.E. Dentro de todos los existentes, habrá que buscar un

modelo que sea lo más pequeño y liviano posible, y aguante los pares a los que va

a ser sometido.

273

1.1.2.5. Palieres y juntas homocinéticas

Desde el diferencial se han de transmitir los pares, debidamente variados según el

filtro del diferencial, hacia las ruedas. Para esta tarea, se utilizan juntas

tridimensionales que permiten transmitir el giro (de rotación, no de dirección) a la

vez que ajustarse según movimientos de su eje: se denominan juntas

homocinéticas.

Su importancia reside en que son un elemento típico de fallo, lo cual supone el

abandono irremediable de la competición. Deben permanecer siempre engrasados

(se recomienda grasa Kluber Staburags NBU12NF), a pesar de que se rompa el

fuelle de goma.

Por último, para transmitir el giro desde la junta homocinética de la salida del

diferencial a la junta solidaria al buje de cada rueda, se utiliza un eje (hueco o

macizo) de material rígido y con buenas propiedades a torsión. Es uno de los

elementos que hay que cuidar en el diseño, pues se pretende alcanzar un buen

compromiso entre duración y ligereza. Por supuesto, esta pieza está sometida a

diversos tipos de pares y fuerzas (axiales, flectores, torsiones…).

Figura 11. Semieje

274

Antes de finalizar este apartado, debe hacerse hincapié en que los elementos

descritos son de un elevado potencial de fallo, debido a su complejidad y a la

severidad de fuerzas que soportan. Por ello, se deben cuidar extremadamente

todas las fases del producto. Si el producto proviniese directamente de un

fabricante, se deberá prestar máxima atención para realizar un montaje limpio y

correcto.

Fecha: Firma:

275

1.1.3. AGRADECIMIENTOS

La realización del presente proyecto no hubiera sido posible sin la inestimable

ayuda y apoyo desinteresado de Mariano Jiménez Calzado, Eduardo García

Sánchez y Fermín Recio de la Iglesia, todos ellos profesores del departamento de

mecánica de la E.T.S.I.I. I.C.A.I.

El autor les muestra su más sincero agradecimiento por su disponibilidad y por el

tiempo dedicado, sin los cuales no se hubieran podido superar las muchas

dificultades.

276

1.1.4. BIBLIOGRAFÍA

LIBROS

[DECA98] Miguel de Castro Vicente. Nueva Enciclopedia del Automóvil. Tomo

3: Transmisiones y bastidor. Ceac, 1998.

[ALON03] Jose Manuel Alonso Pérez. Electromecánica de vehículos.

Sistemas de Transmisión y Frenado. Thomson Paraninfo, 2003

[ARI05] Manuel Arias-Paz Guitián. Manual de automóviles. Cie Dossat

2000 S.L., 2005.

[SPOT82] M.F.Spotts. Proyecto de elementos de máquinas. Editorial Reverté

S.A., 1982.

[EDEB78] Equipo técnico Edebé. Tecnología mecánica 3. Máquinas

herramientas. Editorial Edebé, 1978.

277

[FELE95] Jesús Félez y Mª Luisa Martínez. Dibujo industrial. Editorial

Síntesis, 1995.

[JIME05] Mariano Jiménez Calzado. Apuntes de Expresión gráfica. Tema 8:

Transmisión de movimiento. Universidad Pontificia Comillas, 2005.

[MOTO04] Guía práctica Coche Actual. Diccionario Enciclopédico del

Automóvil. Motor-Press Ibérica, 2004.

[MOTO04] Guía práctica Coche Actual. Todas las respuestas sobre el

Automóvil. Motor-Press Ibérica, 2004.

[MOTO04] Guía práctica Coche Actual. Tecnología punta para el nuevo siglo.

Motor-Press Ibérica, 2004.

[MOTO04] Guía práctica Coche Actual. Tecnología de campeones. Motor-

Press Ibérica, 2004.

[MOTO04] Guía práctica Coche Actual. Grandes marcas del Automóvil. Motor-

Press Ibérica, 2004.

278

PÁGINAS WEB

http://auto.howstuffworks.com/automatic-transmission.htm Funcionamiento de las

transmisiones automáticas.

http://auto.howstuffworks.com/clutch.htm Funcionamiento del embrague.

http://auto.howstuffworks.com/differential.htm Funcionamiento y tipos de

diferenciales

http://auto.howstuffworks.com/four-wheel-drive.htm Sistemas de propulsión total

http://auto.howstuffworks.com/gear.htm Funcionamiento de los engranajes.

http://auto.howstuffworks.com/transmission.htm Tipos de transmisiones y su

fundamento

http://auto.howstuffworks.com/sequential-gearbox.htm Transmisión secuencial

http://auto.howstuffworks.com/torque-converter.htm Convertidor de par

http://auto.howstuffworks.com/gear7.htm Engranajes planetarios

http://www.km77.com/glosario/d/diferencial.asp Definición de diferencial

http://www.km77.com/marcas/audi/tt_03/32/sumario5.asp Transmisión DSG

http://www.km77.com/glosario/e/engrplan.asp Definición de engranajes planetarios

279

http://www.km77.com/tecnica/transmision/cambio/texto.asp Clasificación de las

cajas de cambio

http://www.km77.com/glosario/t/torsen.asp Diferencial Torsen

http://www.mecanicavirtual.org/diferencial-autoblocante.htm Clasificación de los

diferenciales y fundamentos de los autoblocantes

280

1.2 CÁLCULOS

281

1.2 CÁLCULOS

ÍNDICE GENERAL

1.2.1. Dimensionado de los engranajes del diferencial pág. 283

1.2.1.1. Introducción pág. 283

1.2.1.2. Engranajes helicoidales de los planetarios pág. 285

1.2.1.3. Engranajes helicoidales de los satélites pág. 287

1.2.1.4. Engranajes rectos de los satélites pág. 289

1.2.2. Determinación de las cargas máximas en los engranajes del

diferencial pág. 292

1.2.2.1. Introducción pág. 292

1.2.2.2. Aceleración máxima del vehículo pág. 294

1.2.2.3. Fuerza máxima transmitida por el eje trasero pág. 297

1.2.2.4. Carga máxima en los dientes del planetario pág. 298

1.2.2.5. Carga máxima en los dientes del helicoidal del satélite pág. 299

1.2.2.6. Carga máxima en los dientes del engranaje recto del

satélite pág. 299

1.2.3. Determinación de las cargas admisibles en los engranajes del

diferencial pág. 301

282

1.2.3.1. Introducción pág. 301

1.2.3.2. Engranajes rectos pág. 302

1.2.3.2.1. Cargas de los dientes pág. 302

1.2.3.2.2. Resistencia a flexión de los dientes pág. 304

1.2.3.2.3. Carga límite de desgaste pág. 309

1.2.3.2.4. Carga dinámica pág. 312

1.2.3.2.5. Ecuaciones de proyecto para carga dinámica pág. 316

1.2.3.3. Engranajes helicoidales pág. 319

1.2.3.3.1. Cargas de los dientes pág. 319

1.2.3.3.2. Resistencia a flexión, carga dinámica y desgaste pág. 320

1.2.3.4. Resultados pág. 323

1.2.3.4.1. Introducción pág. 323

1.2.3.4.2. Engranajes rectos de los satélites pág. 324

1.2.3.4.3. Engranajes helicoidales de los planetarios pág. 326

1.2.3.4.4. Engranajes helicoidales de los satélites pág. 327

283

1.2.1. DIMENSIONADO DE LOS ENGRANAJES

DEL DIFERENCIAL

1.2.1.1. INTRODUCCIÓN

El diseño inicial de los engranajes que componen el diferencial Torsen objeto de

estudio se ha llevado a cabo mediante procedimientos nada estrictos y sí

rudimentarios. Al comienzo del presente curso, y por tanto del proyecto, se daba

por hecho que éste apartado quedaría muy simplificado tras recibir, de parte del

distribuidor Racing Import, los planos y datos del diferencial. Sin embargo, esta

información resultó muy escasa debido, según se nos argumentó, a la privacidad

que el fabricante Quaife desea mantener respecto a sus proyectos.

Como consecuencia, los informes de que se dispone acerca del diferencial trasero

que emplearía nuestro bólido se limitan a un plano de dimensiones exteriores de la

caja, semiejes y sujeciones.

Lo que en un principio no parecían más que impedimentos que harían muy difícil un

dimensionado aproximado, llevó a plantearse multitud de soluciones que se fueron

descartando por su dificultad. La primera idea fue la de adquirir un diferencial

Torsen en un desguace de automóviles para hacer mediciones sobre él y poder

adaptarlas a las menores dimensiones de nuestro vehículo. Tras contactar con

284

distintas empresas de este tipo, no se consiguió ninguna unidad, y es que son muy

pocos los turismos que montan diferencial Torsen, y la mayoría de los que lo hacen

lo emplean como diferencial central. Como alternativa, se pensó en la posibilidad de

realizar las mediciones sobre un coche radio-control de alta gama, cuya similitud

con un vehículo de competición de mayor tamaño es máxima. Esta solución

también fue descartada al comprobar vía Internet que estos vehículos utilizan

diferenciales Torsen tipo II (véase punto 1.1.2.4.2.3. de la Memoria Descriptiva), y

no tipo I como en nuestro caso.

Se optó entonces por basarse en un diseño tridimensional no acotado de un

diferencial empleado en un turismo (obtenido a través de Internet), y en el esquema

de dimensiones exteriores aportado por Racing Import. Se trató de diseñar un

conjunto de engranajes basado en el primero, cuyas dimensiones no excedieran las

de la caja del segundo. En los anejos 1 y 2 (véase punto 1.3. de la Memoria

Descriptiva) se presentan las dos fuentes citadas a gran tamaño para poder

analizar la toma de datos.

Afortunadamente, tras analizar las distintas posibilidades, se observó que éstas no

podían diferir mucho, puesto que, manteniendo la proporcionalidad propia de los

engranajes del anejo 1, la restricción dimensional que representa la caja exterior

hizo que resultara sencillo idear una solución válida. Por este procedimiento se

dedujeron los diámetros exteriores, ángulos de hélice y número de dientes de cada

uno de los componentes. En el anejo 3 se puede observar el boceto que se realizó

para comprobar que no había intersecciones entre engranajes y caja, y que resulta

útil para estudiar posibles modificaciones posteriores en cualquiera de las

285

dimensiones.

Para una mejor comprensión de los términos y disposición del diferencial Torsen,

que se supondrán conocidos a lo largo del presente apartado de cálculos, se invita

al lector a leer el epígrafe 1.1.1.3.5.2. de la memoria descriptiva.

1.2.1.2. ENGRANAJES HELICOIDALES DE LOS

PLANETARIOS

Los datos de los que se partía una vez realizado el análisis anteriormente descrito

eran los siguientes:

• da = 53 mm

• z = 24

• β = 40º

• αn = 20º

• b = 30 mm, siendo b la longitud del diente

Para la obtención y comprensión de los parámetros de estos engranajes se pueden

emplear las tablas que los relacionan, presentes en el anejo 5.

286

mmdz

ddmdd na 820,49cos22 =→∗∗+=∗+= β

mmmmz

dmn 5000,15900,1cos ≈=∗= β

Al obtener el valor del módulo, se observa que no coincide con ninguno de los

valores normalizados (ver anejo 6), por lo que deberá ser ajustado al más cercano y

adaptar los diámetros primitivo y exterior en consecuencia.

mmmp

mmhdd

mmhhh

mmmh

mmmh

mmdd

tatg

mmz

dm

mmmdd

mmmz

d

nn

ff

fa

nf

na

tb

tn

t

t

na

n

7120,4

245,432

3750,3

8750,125,1

5000,1

447,42cos

º414,25cos

9581,1

995,492

995,46cos

=∗=

=∗−=

=+=

==

==

=∗=

=→=

==

=∗+=

=∗=

π

α

αβ

αα

β

287

mmdd

D

mmtg

dp

mmmp

z

tt

332,292

95,175

1522,6

21 =+=

=∗=

=∗=

βπ

π

Éste último parámetro D representa la distancia entre los centros de los engranajes

helicoidales (de planetario y satélite).

1.2.1.3. ENGRANAJES HELICOIDALES DE LOS

SATÉLITES

El procedimiento es similar al seguido para el cálculo de los parámetros de los

planetarios.

Datos de partida:

• da = 13,6 mm

• z = 5

288

• β = 50º (los ángulos de hélice dos ruedas helicoidales de ejes

perpendiculares engranadas deben sumar 90º).

• αn = 20º

• b = 40 mm, siendo b la longitud del diente

mmdz

ddmdd na 818,10cos22 =→∗∗+=∗+= β

En este caso no habrá que determinar el módulo, sino que éste debe ser igual al de

los engranajes planetarios; esto es condición para que ambas ruedas encajen.

mmmh

mmmh

mmdd

tatg

mmz

dm

mmmdd

mmmz

d

zz

dmmm

nf

na

tb

tn

t

t

na

n

n

8750,125,1

5000,1

153,10cos

º520,29cos

3340,2

668,142

668,11cos

56361,4cos5000,1

==

==

=∗=

=→=

==

=∗+=

=∗=

≈=→∗==

α

αβ

αα

β

β

289

1.2.1.4. ENGRANAJES RECTOS DE LOS SATÉLITES

Datos de partida:

• da = 20,6 mm

• z = 12

• α = 20º

• b = 8,5 mm, siendo b la longitud del diente

Para la obtención y comprensión de los parámetros de estos engranajes se pueden

emplear las tablas que los relacionan, presentes en el anejo 4.

mmtg

dp

mmmp

mmmp

mmhdd

mmhhh

z

tt

nn

ff

fa

758,30

3314,7

7120,4

9180,72

3750,3

=∗=

=∗=

=∗=

=∗−=

=+=

βπ

π

π

290

mmmmz

dm

mmdz

ddmdd

n

a

5000,1471,1

657,1722

≈==

=→∗+=∗+=

Al obtener el valor del módulo, se observa que no coincide con ninguno de los

valores normalizados (ver anejo 6), por lo que deberá ser ajustado al más cercano y

adaptar los diámetros primitivo y exterior en consecuencia.

mmdd

mmmdd

mmzmd

b

a

914,16cos

000,212

000,18

=∗=

=∗+=

=∗=

α

Éste último parámetro D representa la distancia entre los centros de los engranajes

mmdd

D

mmp

es

mmmp

mmhdd

mmhhh

mmmh

mmmh

ff

fa

f

a

182

3560,22

7120,4

250,142

3750,3

8750,125,1

5000,1

21 =+=

===

=∗=

=∗−=

=+=

=∗=

==

π

291

rectos.

292

1.2.2. DETERMINACIÓN DE LAS CARGAS

MÁXIMAS EN LOS ENGRANAJES DEL

DIFERENCIAL

1.2.2.1. INTRODUCCIÓN

Una vez obtenidas las dimensiones del diferencial a estudiar, se ha realizado un

detallado análisis de los esfuerzos a los que se prevé va a estar sometido una vez

acoplado al vehículo. El estudio comienza con la búsqueda de las condiciones más

desfavorables para los engranajes del diferencial, que nos permitirán

posteriormente comprobar si el dimensionado del apartado anterior es o no

adecuado.

Intuitivamente, al tratar de obtener los máximos sometimientos de cualquier

componente de la transmisión, sería lógico pensar en el par que es capaz de hacer

llegar el motor al otro lado del embrague como factor crítico. Sin embargo, existe un

condicionante que hace que este par no pueda ser transmitido en su totalidad: la

unión del vehículo al suelo no es firme, sino que en determinadas circunstancias de

cierta exigencia dinámica se produce un deslizamiento de las ruedas que establece

293

el par límite que es capaz de entregar el conjunto propulsor. El deslizamiento, por

tanto, se produce antes de que el motor haya podido transmitir todo su potencial.

Por ello se analizará la fuerza que el eje trasero es capaz de hacer llegar al suelo

por medio de las ruedas, una vez obtenido lo cual las cargas que han de soportar

cada uno de los componentes del diferencial se deduce de forma sencilla.

En las siguientes líneas se recogen y explican las variables que se utilizarán:

• w es la velocidad angular de las ruedas traseras.

• v es la velocidad lineal de las ruedas traseras.

• Mrueda es el par que es capaz de trasmitir cada una de las ruedas traseras al

suelo.

• Mplanetario es el par que transmite cada uno de los dos planetarios a su

correspondiente semieje.

• Fn,plan es la fuerza normal a los dientes del planetario. Se producirá en cada

uno de los tres contactos del planetario con el satélite.

• βplan es el ángulo de la hélice del engranaje helicoidal planetario.

• Rbase,plan es el radio de la circunferencia base del engranaje helicoidal

planetario.

• Fn,helsat es la fuerza normal a los dientes del helicoidal del satélite.

294

• Rbase,helsat es el radio de la circunferencia base del engranaje helicoidal del

satélite.

• βhelsat es el ángulo de la hélice del engranaje helicoidal del satélite.

• Fn,rectosat es la fuerza normal a los dientes del engranaje recto del satélite.

• Rbase,rectosat es el radio de la circunferencia base del engranaje recto del

satélite.

1.2.2.2. ACELERACIÓN MÁXIMA DEL VEHÍCULO

La máxima aceleración que el coche puede desarrollar se produce en el momento

en que el piloto, partiendo de parado, arranca de la forma más rápida que el motor

y la caja de cambios le permitan, esto es, soltando el embrague brusca y

rápidamente a la vez que el acelerador es pulsado hasta su tope.

Los datos de partida para este estudio serán:

• µ = 2. El coeficiente de rozamiento del neumático con el suelo se supondrá

extremadamente alto para poder determinar los máximos esfuerzos. Este

295

agarre sólo se lograría en un asfalto tremendamente rugoso y seco, y con

neumáticos nuevos.

• m = 230 kg. La masa total del vehículo en orden de marcha (piloto incluido)

se ha aproximado en base a los datos más comunes en la competición. La

obtención de los siguientes parámetro se ha obtenido de igual manera.

• Rrueda = 450 mm.

• h = 250 mm. Distancia del suelo al centro de gravedad del vehículo.

• dd = 736,52 mm. Distancia del centro de gravedad al eje delantero.

• dt = 803,48 mm. Distancia del centro de gravedad al eje trasero.

A continuación se planteará el sistema de ecuaciones de equilibrio y se resolverá

para obtener la aceleración máxima.

dt dd

h W

Nt

Ft

Nd

G

a

296

2/895,13

41,658

89,1597)(0

0)(

00

00

smm

NaamN

NNgmN

Nddh

dgmNdgmddhNdN

hNdNdgmdNhNdNgm

NgmN

dNhNdNdNhFdN

gmNNWNN

amNamF

coche

tcochet

tcoched

td

dcochetdcochetdttt

tdtdcochetttdtcoche

tcoched

tttddtttdd

cochedtdt

cochetcochet

=∗=⇒∗=∗

=−∗=

=−−∗∗∗−=⇒∗∗−=−−∗∗⇒=∗−

−∗∗+∗−∗∗⇒=∗−∗∗+∗−∗

−∗=

=∗−∗∗+∗⇒=∗−∗+∗

=∗−+⇒=−+

∗=∗⇒∗=

µµ

µµ

µµ

µ

µ

297

1.2.2.3. FUERZA MÁXIMA TRANSMITIDA POR EL EJE

TRASERO

Para determinar la capacidad del eje trasero para transmitir la potencia al suelo,

habrá que tener en cuenta, aparte de la masa del coche, la masa equivalente de las

ruedas.

Se conoce el momento de inercia del conjunto de la rueda (llanta y neumático), que

ha sido facilitado por Jesús Ortega, responsable del sistema de frenos del vehículo.

I = 0,403 kg/m2

kgR

ImmRI

mRwwImvwI

rueda

eqeqrueda

eqruedaeq

9604,74

4

42

1

2

14

2

2

22222

=∗=⇒∗=∗⇒

⇒∗∗=∗∗⇒∗∗=∗∗∗

Por lo tanto, la masa total será:

kgmmm cocheeqtotal 96,237=+=

Ya podemos calcular la capacidad de tracción del vehículo.

NamF totalmáx 4,3306=∗=

298

1.2.2.4. CARGA MÁXIMA EN LOS DIENTES DEL

PLANETARIO

El esfuerzo que llega al engranaje helicoidal planetario se determina se determina

igualando el par en cada una de las ruedas a el par en el planetario, en el cual

influyen las fuerzas de cada uno de los tres satélites.

NR

MF

MRFM

mNRF

M

planbaseplan

ruedaplann

ruedaplanbaseplanplannplanetario

ruedamáx

rueda

15253cos*3

cos3

94,7432

,,

,,

=∗

=⇒

⇒=∗∗∗=

∗=+=

β

β

299

1.2.2.5. CARGA MÁXIMA EN LOS DIENTES DEL

HELICOIDAL DEL SATÉLITE

La obtención de la carga de estos engranajes es simple e inmediata, ya que por

efecto al ser los conjugados del planetario, la fuerza en sus dientes será igual y

opuesta.

NFF plannhelsatn 15253,, ==

1.2.2.6. CARGA MÁXIMA EN LOS DIENTES DEL

ENGRANAJE RECTO DEL SATÉLITE

La condición que se ha de cumplir en los satélites en todo momento es la de que la

suma de momentos respecto a su eje sea nula, puesto que al ser su momento de

inercia muy pequeño, si no fuera así su aceleración angular sería infinita.

300

NR

RFF

RFRFM

rectosatbase

helsathelsatbasehelsatnrectosatn

rectosatbaserectosatnhelsathelsatbasehelsatnsat

2,5885cos

0cos0

,

,,,

,,,,

=∗∗−

=⇒

⇒=∗+∗∗⇒=∑

β

β

Es importante recalcar que esta fuerza se reparte entre las dos ruedas rectas de

cada satélite.

301

1.2.3. DETERMINACIÓN DE LAS CARGAS

ADMISIBLES EN LOS ENGRANAJES DEL

DIFERENCIAL

1.2.3.1. INTRODUCCIÓN

En este epígrafe se determinará la carga máxima que cada engranaje es capaz de

transmitir para, posteriormente, poder extraer conclusiones acerca de lo adecuado

o inadecuado que ha resultado el dimensionado y poder corregirlo si fuera

necesario.

Se expondrán los métodos generales de obtención de dichas fuerzas para los dos

tipos de engranajes (recto y helicoidal) y seguidamente se aplicarán a nuestro caso

particular. Debido a la mayor simplicidad de los engranajes rectos, se empezará por

estudiar sus esfuerzos y poder así deducir los presentes en ruedas helicoidales.

302

1.2.3.2. ENGRANAJES RECTOS

1.2.3.2.1. Cargas de los dientes

En el caso del diferencial objeto del proyecto, y como ya se explicó anteriormente,

la máxima fuerza transmitida viene dada por la adherencia de las ruedas, por lo que

no se ha tenido en cuenta la potencia del motor ni su velocidad de giro. Sin

embargo, en cualquier otra circunstancia las cargas sobre los engranajes se

calcularían de forma totalmente distinta, por lo que a continuación se expone el

procedimiento general.

En un juego de engranajes se transmite la potencia mediante la fuerza que el diente

de una rueda dentada ejerce sobre el de la otra. Esta fuerza está dirigida a lo largo

de la línea de presión como se indica en la figura 1. Si los engranajes transmiten

potencia a velocidad constante y giran a velocidad también constante, la fuerza que

se ejerce a lo largo de la línea de presión debe ser también constante. La velocidad

en la línea de presión es igual a la velocidad tangencial de los círculos de base.

La velocidad tangencial del círculo primitivo viene dada por

min/100

**m

ndV

π=

donde d es el diámetro del círculo primitivo en cm y n la velocidad en vueltas por

minuto.

303

Un principio fundamental de la mecánica establece que puede considerarse que

una fuerza actúa en cualquier punto a lo largo de su línea de acción. Supóngase en

la figura 1 que la fuerza Fn entre los dientes actúa en el punto primitivo O.

Esta fuerza tiene el valor

bn V

P*4500F =

donde Vb es la velocidad tangencial del círculo base en metros por minuto y P es la

potencia en hp.

ααπcos*cos

100

**V V

ndb ==

De la figura 1 se deduce:

αcosF t

n

F=

Figura 1. Fuerza o potencia transmitida

304

Cuando se sustituyen estas expresiones el resultado es:

V

Pt

*4500F =

La componente radial Fr de la fuerza Fn es igual a Ft * tg α.

1.2.3.2.2. Resistencia a flexión de los dientes

Cuando dos ruedas dentadas engranadas tienen suficiente número de dientes es

posible que varios pares estén en contacto simultáneamente. Sin embargo, es

usual suponer que toda la carga es soportada por un solo par de dientes y que la

carga actúa a través del ángulo o punto más desfavorable de los dientes como se

indica en la figura 2.

Se considera que la fuerza a lo largo de la línea de presión de la figura 2 está

aplicada en el eje del diente, donde se divide en componentes radial y tangencial.

La componente radial produce una tensión de compresión uniforme en la sección

transversal, pero es usual despreciar esta fuerza al realizar los cálculos de

tensiones. La componente tangencial Fb produce un momento flector Fb*l en la base

o porción más estrecha del diente.

305

Figura 2. Resistencia de los dientes

Es usual calcular las tensiones de flexión en la hipótesis de que el diente es una

viga en voladizo. Si se utiliza la ecuación elemental s = 6*M/b*h2 que da la tensión

de flexión, el resultado es, en el mejor de los casos, solamente aproximado.

No puede asegurarse la precisión, ya que el diente es corto y grueso y de sección

transversal no uniforme. Debe recordarse que la obtención de la ecuación para las

tensiones de flexión suponía la utilización de una viga larga y delgada de sección

transversal constante. Además, para cargas concentradas, la ecuación solamente

es válida en puntos a considerable distancia del punto de aplicación de la fuerza.

Sin embargo, es usual utilizar la ecuación y aplicada de la forma siguiente:

306

22

*6*

*

*6

h

l

b

F

hb

Ms b==

donde b es la longitud del diente y l y h su altura y espesor como se indica en la

figura 2.

El factor h2/6*l corresponde a una propiedad puramente geométrica relacionada con

el tamaño y forma del diente y puede escribirse como función del paso. Por lo tanto,

sea,

pl

hy

l

hyp

**6*6*

22

=⇒=

El término y es un número puro y se llama coeficiente de forma o de Lewis.

Depende del número de dientes del engranaje y el sistema de dientes empleado.

Las dimensiones h y l corresponden a la sección transversal que hace h2/6*l sea

mínimo.

Sustituyendo la última ecuación en la anterior se obtiene:

pybsFb ***=

Esta ecuación da la carga tangencial que el diente puede soportar trabajando como

viga. En la tabla 1 se dan los valores de y para engranajes de diferente número de

dientes.

307

Tabla 1. Coeficientes de forma o de Lewis y para engranajes con carga en el extremo del diente

Tabla 2. Tensiones de trabajo admisibles, kg/cm2, y valores de K de materiales para engranajes

Los valores de l y h a partir de los que puede calcularse y son algo inseguros, ya

que están influidos en gran proporción por el radio del filete rf. Para dientes

fabricados por fresado el radio puede ser a veces tan pequeño como 0,05*p. Para

308

radios de este tamaño, los valores reales de y son más pequeños que los indicados

en la tabla y los dientes no son tan resistentes como indicaría la ecuación anterior

utilizando los valores de la tabla. De hecho, para obtener los valores de y de la

tabla 1, son necesarios filetes de tamaño bastante grande.

Para dientes cuyo espesor crece hasta la base, la longitud del brazo l puede

encontrarse inscribiendo en el diente una parábola que debe ser tangente a los

filetes a ambos lados con el vértice en A como en la figura 2. Las tensiones de

flexión se calculan para la sección transversal que pasa por los puntos de

tangencia.

Puesto que la resistencia a la tracción de los materiales utilizados en los engranajes

aumenta con la dureza, pueden hallarse en la tabla 2 los valores de la tensión de

trabajo a la flexión.

En los engranajes rectos del diferencial diseñado se tomaron z=12, α=20º y diente

de perfil corriente, por lo que, buscando en la tabla 1, obtenemos un coeficiente de

Lewis de y=0,198.

El material que emplearíamos para su fabricación, dado el exigente uso al que va a

ser sometido, debería ser un acero cementado que aparece en la tabla como el

más resistente a flexión, con un s=3900 kg/cm2. La práctica totalidad de

diferenciales empleados en la competición son fabricados en este tipo de material o

similar.

Con esto datos ya podemos calcular la carga de flexión soportada por cada uno de

los engranajes rectos de los satélites:

309

NpybsFb 2,3034*** ==

1.2.3.2.3. Carga límite de desgaste

Los dientes del engranaje también deben ser lo suficientemente resistentes como

para soportar la carga Fw que se alcanza en el contacto, o sea la tensión de

compresión entre los dientes. Se han hecho los cálculos considerando los dientes

como dos cilindros paralelos en contacto. Se toman los radios de los cilindros como

radios de curvatura de las involutas cuando los dientes están en contacto en el

Figura 3. Radios de curvatura

R1 y R2 para las superficies de

los dientes en el punto

primitivo O

310

punto primitivo O (figura 3) La aproximación de que los dientes son cilindros, es

satisfactoria, pues aunque la tensión de compresión es muy alta, decrece

rápidamente para puntos separados de la zona de contacto.

La tensión de compresión máxima po en la zona de contacto es

)11

(***

*591,02121

2110 RREE

EEPp +

+=

donde P1 es la carga por unidad de longitud axial de compresión de ambos

cilindros, E1 y E2 son los módulos de elasticidad de los materiales que forman los

engranajes y R1 Y R2 son los radios de curvatura OA y OB, respectivamente, de los

dos engranajes.

Cuando el contacto se produce en el punto primitivo, los radios de curvatura de las

involutas son

αα

α

senN

dNsen

dR

send

R

**2

**

2

*2

1

1222

11

==

=

Llamemos sec, compresión límite superficial en los materiales de los engranajes, a

po.

)1(**

2*

***65,0

2

1

121

2112

N

N

sendEE

EEPsec +

+=

α

311

Se multiplican ambos miembros de esta ecuación por la longitud de diente b, y la

carga total P1*b recibe el nombre de carga de desgaste Fw. Despejando Fw queda:

KQbdNN

N

EE

sendbsFw ec ***

*2*)

11(*

4,1

*1**1

21

2

11

2

=+

+= α

en donde Q y K son:

4,1

*

*2

2

21

2

αsensK

NN

NQ

ec=

+=

En la tabla 2 se dan sec y K para materiales de diferentes durezas.

La carga de desgaste resulta trascendental en el diseño de engranajes que estarán

frecuentemente sometidos, o bien durante determinado periodos de tiempo, a

condiciones cercanas a su límite. Esta frecuencia produce un desgaste progresivo

que termina por deteriorar el diente y dejarlo inservible.

Sin embargo, en el caso de máxima exigencia que se ha supuesto, el efecto de

este desgaste es mínimo y totalmente despreciable puesto que dicho caso es

instantáneo y circunstancial, es decir, que se produce durante escasos instantes y

sólo en arrancadas muy violentas (aunque esto sea lo habitual en competición, la

arrancada representa un tiempo insignificante en una carrera).

312

1.2.3.2.4. Carga dinámica

La fuerza tangencial Ft transmitida de un engranaje a otro, puede determinarse

fácilmente como se ha explicado. Sin embargo, ésta no es la fuerza total que actúa

entre los dientes. La falta de precisión en la forma y separación de los dientes,

combinada con la inercia de las masas giratorias, dan lugar a efectos dinámicos

que también actúan sobre los dientes.

Como la exactitud de un engranaje no puede determinarse completamente a priori,

el cálculo de la carga dinámica puede introducir una suma considerable de

incertidumbre en el proyecto de engranajes. Basándose en ciertas aproximaciones,

es posible obtener la ecuación siguiente, que da la carga dinámica Fd resultante de

los errores de forma y espaciado de los dientes.

ed mkt

eF **

*2=

En donde e es la suma de los errores de los dos dientes engranados, en

centímetros, t es el tiempo en segundos durante el cual hay error, k es la constante

elástica en kilogramos por centímetro de los dientes engranados y me es la masa

equivalente en kg*s2/cm de los dos engranajes.

Los errores en la forma y espaciado de diente en el tallado de los mismos se deben

a varias causas y son difíciles de controlar. Es conveniente utilizar tolerancias como

error probable de los dientes de engranajes. La tabla 3 da valores medios para la

combinación de tolerancias de espaciado diente a diente y para las de perfil.

313

Tabla 3. Separación total diente a diente y errores de perfil e en cm

En la tabla, la calidad nº 8 es la más baja y la 12 la mayor. De una máquina

talladora de engranajes en buenas condiciones con una fresa adecuadamente

afilada, puede esperarse una calidad aproximada al n" 8. Esta calidad es muy

utilizada en el campo general de transmisión de potencia. Los engranajes de mayor

calidad, necesitan operaciones especiales de acabado y consecuentemente serán

más caros. Los engranajes utilizados en la industria del automóvil, por ejemplo,

tienen calidades de los nº 10 u 11. El proyectista intenta utilizar el número de

calidad menor que permita el funcionamiento previsto. Una estimación

conservadora de t sería decir que el error e actúa durante el tiempo necesario para

la rotación de un único paso. El tiempo t para que pase un único paso es

314

11 *

60

Nnt =

Si se calcula la constante elástica de una ménsula (viga en voladizo), cualquier otra

geométricamente semejante pero de la misma anchura b, tiene la misma constante

elástica. Esto mismo es cierto para los dientes de un engranaje puesto que si sólo

cambia el paso, los dientes son geométricamente semejantes. Se puede demostrar

que el valor medio de la constante elástica para un par de dientes engranados

puede venir dado por

)*1

(*9 21

2

EE

EEbk

+=

donde E1 y E2 son los módulos de elasticidad de los dos engranajes.

Cuando los dos son de acero E1 = E2 = 2,1 X 106 kg/ cm2 y el valor de k para un par

de dientes engranados es 116700*b kg/cm.

Cuando un engranaje es de acero E1=2,1 X 106 kg/cm2, y el otro es de hierro

colado o bronce, E2= 1,1 X 106 kg/cm2, entonces k= 81119*b kg/cm.

Se puede hallar el momento de inercia de un engranaje haciendo la aproximación

de que es un cilindro circular macizo de diámetro igual al diámetro primitivo del

engranaje y una longitud axial igual a la longitud del diente. El momento de inercia I

(figura 4) es por tanto

2*

2rmI =

315

donde m es la masa.

Figura 4. Momento de inercia

de un cilindro circular macizo

Una masa concentrada m', situada en el círculo primitivo tiene un momento de

inercia I’ respecto del eje que vale

2'*' rmI =

Supongamos que m' sea tal que I e I’ sean iguales. Entonces

mm *2

1'=

El sistema dinámico de los dos engranajes se considera como las masas m1 y m2

concentradas en los círculos primitivos conectadas por un resorte que comprime los

dientes. Para tal sistema, la masa equivalente me viene dada por la ecuación

siguiente.

'

1

'

11

21 mmme

+=

316

La masa m1 del piñón es igual a

g

brmm

*2

****

2

1' 1

21

11

ρπ==

donde ρ1 es el peso por unidad de volumen del material.

La masa m2’ del engranaje viene dado por una ecuación análoga

g

brmm

*2

****

2

1' 2

22

22

ρπ==

donde ρ2 es el peso por unidad de volumen del material del engranaje.

Sustituyendo en la de me da

)*

1

*

1(*

*

*212

222

11 rrb

g

me ρρπ+=

1.2.3.2.5. Ecuaciones de proyecto para carga dinámi ca

El efecto de la carga dinámica, como su propio nombre indica, requiere movimiento

entre las ruedas dentadas. La condición de máxima exigencia de los engranajes del

diferencial se produce en el mismo instante de la arrancada, por lo que todo el

conjunto de la transmisión estará parado y la carga dinámica será nula.

317

Para poder calcular los esfuerzos en cualquier otra condición, se deberá proceder

como se detalla a continuación.

La constante elástica para un par de engranajes cambiará mientras pase un diente

por la zona de contacto, puesto que una, dos o algunas veces, más pares pueden

estar en contacto en tiempos diferentes. Durante la parte central del movimiento, un

solo par está en contacto, el cual debe soportar la totalidad de la carga. Sobre una

base conservadora, se utilizará en un principio, para obtener una ecuación de

proyecto, la constante elástica dada por 116700*b kg/cm y 81119*b kg/cm.

• Piñón de acero - rueda dentada de acero. En este caso ρ1=ρ2=7,85 g*cm2 y

se toma la aceleración g debido a la gravedad como 9,81 m/seg2. Entonces

)*

(*56,791

22

21

22

21

rr

rr

bme

+=

Sustituyendo esta ecuación, junto con la de k= 116700b kg/cm y t=60/n1N1

en la ecuación de Fd, da

22

21

2111 ******0405,0

rr

rrbNneFd

+=

• Piñón de acero - rueda dentada de hierro colada. En este caso ρ1=0,00785

kg/cm3 y ρ2=0,00709 kg/cm3. Después de sustituir g, ρ1 y ρ2 da

+=

+= 22

21

22

21

22

21

2212

21

2 *

9,0*

88

*

*)/(*

**

*21

rr

rr

brr

rr

b

g

me

ρρρπ

Esta ecuación, junto con k=81119b kg/cm y t=60/n1N1 da

318

22

21

2111

*9,0

******0321,0

rr

rrbNneFd

+=

La capacidad de carga de un par de engranajes está basada en la resistencia a la

flexión o en la resistencia al desgaste, tomando la que sea menor. La fuerza

restante Ft que transmite la potencia deseada se halla deduciendo la carga

dinámica Fd. Resulta la siguiente ecuación:

dwt

dbt

FFF

FFF

−=

−=

La situación real en lo que respecta a la carga dinámica es mucho más compleja

que el tratamiento simple dado anteriormente. Las ecuaciones que se han dado

aquí para la carga dinámica deben aplicarse sólo a engranajes que funcionan con

velocidades y cargas moderadas. Las ecuaciones indican que la carga dinámica

aumenta linealmente con la velocidad. En los sistemas de alta velocidad, la

ecuación puede dar una carga dinámica demasiado grande para la resistencia de

los dientes cuando, de hecho, tales engranajes funcionan satisfactoriamente.

Cuando los dientes soportan cargas pesadas, las deformaciones tienen el efecto de

un error adicional que no tiene en cuenta la mencionada ecuación.

Volviendo al caso específico de la arrancada, y siendo las cargas dinámica y de

desgaste nulas, y por tanto Fb > Fw, la máxima fuerza tangencial asumible por cada

uno de los engranajes rectos de los satélites es:

NFF bt 2,30340 =−=

319

1.2.3.3. ENGRANAJES HELICOIDALES

1.2.3.3.1. Cargas de los dientes

La figura 5 indica las fuerzas que actúan sobre el diente cuando se engranan dos

ruedas helicoidales. La fuerza Ft, es la carga transmitida o de potencia, encontrada

mediante la ecuación ya expuesta para el caso de engranaje recto.

En la figura 5 se indican los valores de las diversas componentes de las fuerzas

que actúan sobre el diente.

Figura 5. Fuerzas que

actúan sobre los dientes de un

engranaje helicodial

320

La fuerza Fn, es normal a la superficie del diente y su inclinación respecto al plano

tangente al cilindro primitivo es igual al ángulo normal de presión αn. La proyección

de Fn sobre el plano tangente forma un ángulo igual al de hélice β con el plano de

rotación. La proyección de Fn sobre el plano de rotación forma un ángulo α con la

fuerza Ft. La relación entre α y αn viene dada por

βαα cos*tgtg n =

1.2.3.3.2. Resistencia a flexión, carga dinámica y desgaste

Las ecuaciones que dan la resistencia del diente, la carga dinámica y el desgaste

son similares a las de los engranajes rectos. Sin embargo, deben hacerse

correcciones para tener en cuenta los efectos del ángulo de hélice β.

• Resistencia a flexión. Para calcular la resistencia mecánica de los engra-

najes helicoidales se utiliza la misma ecuación que para los engranajes

rectos.

nb pybsF ***=

Debe utilizarse el valor de y correspondiente al número de dientes formativo,

que es:

321

β3cos'

zz =

La concentración de esfuerzos puede reducir el valor de Fb hallado por esta

fórmula.

• Carga dinámica. La carga dinámica para los engranajes helicoidales con ejes

paralelos puede estimarse mediante el empleo de las mismas ecuaciones

que para los engranajes rectos. En el caso de que ambos engranajes sean

de acero:

22

21

2111 ******0405,0

rr

rrbNneFd

+=

• Carga límite de desgaste. Para la carga límite de desgaste de los engranajes

exteriores sobre ejes paralelos puede tomarse el valor

21

2

21

*2

*cos

**

NN

NQ

QKbd

Fw

+=

=β

y K puede tomarse de la tabla 2 para engranajes cilíndricos de dientes

rectos.

En los engranajes helicoidales de cada uno de los planetarios:

389,53cos

'3

==β

zz

322

En la tabla 1, para z’=53,389, αn=20º y diente normal, se obtiene que y=0,3339.

En la tabla 2, para acero cementado: s=3900 kg/cm2.

Por lo tanto, la carga de flexión admisible será:

NpybsF nb 18030*** ==

Por las razones anteriormente expuestas no se tendrán en cuenta los efectos de la

carga límite de desgaste. Entonces la fuerza tangencial máxima admitida por cada

uno de los dos engranajes helicoidales planetarios será:

NFF bt 180300 =−=

En el caso de las ruedas helicoidales de los satélites se procederá de igual modo.

826,18cos

'3

==β

zz

En la tabla 1, para z’=18,826, αn=20º y diente normal, se obtiene que y=0,2531.

En la tabla 2, para acero cementado: s=3900 kg/cm2.

Por lo tanto, la carga de flexión admisible será:

NpybsF nb 18253*** ==

Por las razones anteriormente expuestas no se tendrán en cuenta los efectos de la

carga límite de desgaste. Entonces la fuerza tangencial máxima admitida por cada

uno de los dos engranajes helicoidales planetarios será:

323

NFF bt 182530 =−=

1.2.3.4. RESULTADOS

1.2.3.4.1. Introducción

Una vez calculadas las cargas admisibles por cada uno de los engranajes

presentes en el diferencial diseñado, y habiendo calculado previamente los

esfuerzos máximos que éstos han de ser capaces de transmitir, es posible

comparar ambos tipos de datos y extraer conclusiones precisas acerca de lo

acertado del dimensionado de cada una de las ruedas.

No sólo se trata de no superar las máximas cargas admisibles, sino de poder

garantizar una cierta fiabilidad en el funcionamiento del diferencial. La fiabilidad en

la competición resulta vital y es el factor más determinante para alcanzar los

objetivos; la rotura o deterioro de una pieza durante la competición implicará un

rotundo fracaso. Será preferible incorporar al monoplaza componentes fiables, que

otros de óptimo rendimiento pero cuya resistencia sea dudosa.

324

Sin embargo, en toda competición lo ideal es alcanzar el equilibrio entre ambos

factores, rendimiento y fiabilidad, de forma que cada pieza esté sometida a las

máximas exigencias que admita para garantizar una vida útil media no muy superior

a la duración de la carrera. En el caso extremo, el diferencial de diseño idóneo sería

aquel que admitiera unas condiciones extremas durante el transcurso de ésta, y se

rompiera nada más cruzar la meta. Ello indicaría que se ha alcanzado el

compromiso perfecto entre ligereza y compacidad, y resistencia.

1.2.3.4.2. Engranajes rectos de los satélites

Del estudio de las cargas máximas a que están sometidos cada uno de los

engranajes, se obtuvo que los rectos de los satélites recibirían, en el momento de

máxima solicitación, una fuerza normal al diente de:

NF máximan 2,5885, =

Pero se debe tener en cuenta que esta carga la recibe el conjunto de los dos

engranajes rectos presentes en cada satélite, por lo que la de cada uno de ellos

será la mitad.

La proyección de esta carga en dirección tangente al diente será:

NF

F máximanmáximat 2,2765cos*

2,

, == α

325

Por otra parte, la máxima carga tangencial admisible por cada una de las ruedas

rectas, como se ha calculado en el apartado 1.2.3.2., es:

NF admisiblet 2,3034, =

Se puede apreciar que la fuerza admisible es mayor, y que por tanto la resistencia

sería adecuada.

Ahora se deben comparar ambas magnitudes y obtener el coeficiente de seguridad

alcanzado:

0973,1,

, ==máximat

admisiblets F

FC

La cifra lograda en este caso es la menor del conjunto del diferencial, pero no

resulta baja en términos absolutos; los coeficientes de seguridad en competición

suelen ser de este orden.

La razón por la que el margen es más ajustado que en los otros dos casos es la

limitación que ha supuesto la caja al determinar el diámetro exterior de los

engranajes rectos, puesto que de haberlo aumentado ligeramente, se hubieran

producido roces entre ambas piezas.

326

1.2.3.4.3. Engranajes helicoidales de los planetari os

El procediendo a seguir para este análisis será muy similar al del caso de los

engranajes rectos.

En condiciones de máxima exigencia, se obtuvo que cada una de las dos ruedas

helicoidales de los planetarios recibiría una fuerza normal al diente de:

NF máximan 15253, =

La proyección de esta carga en dirección tangente al diente será:

NFF nmáximanmáximat 14332cos*,, == α

La máxima carga tangencial admisible por cada una de las ruedas, como se calculó

en el apartado 1.2.3.3., es:

NF admisiblet 18030, =

Se puede apreciar que la fuerza admisible es mayor, y que por tanto la resistencia

sería adecuada también en este caso.

El coeficiente de seguridad alcanzado es:

2580,1,

, ==máximat

admisiblets F

FC

En el caso del planetario se observa que la fiabilidad teórica lograda es bastante

superior, puesto que las limitaciones geométricas para su dimensionado no eran

327

tan estrictas como en el caso de las ruedas rectas, y muy bueno en términos

absolutos.

1.2.3.4.4. Engranajes helicoidales de los satélites

En condiciones de máxima exigencia, se obtuvo que cada una de las dos ruedas

helicoidales de los satélites recibiría una fuerza normal al diente de:

NF máximan 15253, =

La proyección de esta carga en dirección tangente al diente será:

NFF nmáximanmáximat 14332cos*,, == α

La máxima carga tangencial admisible por cada una de las ruedas, como se calculó

en el apartado 1.2.3.3., es:

NF admisiblet 18253, =

Se puede apreciar que la fuerza admisible es mayor, y que por tanto la resistencia

sería adecuada también en este último caso.

El coeficiente de seguridad alcanzado es:

328

2736,1,

, ==máximat

admisiblets F

FC

El margen de fiabilidad conseguido en el helicoidal de los satélites es mayor que el

de los dos caso anteriores, y netamente alto. Pese a ser el engranaje más pequeño

de todos en cuanto a diámetro, su gran longitud de diente le permite distribuir sus

esfuerzos en mayor superficie, lo que le aporta una gran resistencia.

Fecha: Firma:

329

1.3 ANEJOS

330

1.3 ANEJOS

ÍNDICE GENERAL

Anejo I: Diferencial trasero Torsen tipo I montado en un turismo pág. 331

Anejo II: Dimensiones exteriores del diferencial que se nos

suministrará pág. 332

Anejo III: Boceto de la sección longitudinal del diferencial pág. 333

Anejo IV: Cálculo de ruedas cilíndricas de diente recto pág. 334

Anejo V: Cálculo de ruedas cilíndricas de diente helicoidal pág. 335

Anejo VI: Tabla de módulos normalizados pág. 336

331

ANEJO I: Diferencial trasero Torsen tipo I montado en un

turismo

332

ANEJO II: Dimensiones exteriores del diferencial que se nos

suministrará

333

ANEJO III: Boceto de la sección longitudinal del diferencial

334

ANEJO IV: Cálculo de ruedas cilíndricas de diente recto

335

ANEJO V: Cálculo de ruedas cilíndricas de diente helicoidal

336

ANEJO VI: Tabla de módulos normalizados