ANÁLISIS Y DISEÑO DE UNA CAJA DE 4 VELOCIDADES

August 19, 2017 | Autor: L. Zabala Gualtero | Categoría: Engineering, Design, Machine Design
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Descripción

ANÁLISIS Y DISEÑO DE UNA CAJA DE 4 VELOCIDADES

PRESENTADO A: ING. GILBERTO PARRA RAMIREZ

Presentado por: LUIS MIGUEL ZABALA GUALTERO – 2102102 CRISTIAN ESNEIDER PEÑUELA CRUZ – 2104633 JOAN MANUEL MOLINA ROMERO – 2100084

UNIVERSIDAD INDUSTRIAL DE SANTANDER FACULTAD FÍSICO – MECÁNICAS ESCUELA DE INGENIERÍA MECÁNICA DISEÑO DE MÁQUINAS II BUCARAMANGA – SANTANDER 2014 1

INTRODUCCIÓN El presente trabajo tienen como objetivo exponer acerca de las cajas de cambios, partiendo de su historio y evolución a largo del tiempo como los principales tipos de caja de cambios, sus funciones y aplicaciones en el campo de la ingeniería. La caja de cambios es un elemento de transmisión que se interpone entre el motor y las ruedas para modificar el número de revoluciones de las mismas e invertir el sentido de giro cuando las necesidades de la marcha así lo requieran. Actúa, por tanto, como transformador de velocidad y convertidor mecánico par. Dependiendo del requerimiento, es necesario transformar la velocidad que trae directamente el motor, para los diferentes terrenos (plano, pendiente); un vehículo puede moverse con gran facilidad en terreno llano, pero al subir una pendiente, el par resistente aumenta, por lo que el motor no tendría la suficiente fuerza para continuar con la velocidad que llevaba y gradualmente perderá fuerza hasta detenerse; para evitar esto y poder superar el par, es necesario que intervenga un mecanismo que permita hacer variar el par motor según las necesidades de la marcha. En tanto, la caja de cambios permite disminuir o aumentar la velocidad angular, y de igual forma, aumenta o disminuye la fuerza con el mismo motor.

2

OBJETIVOS OBJETIVOS GENERALES 

Diseñar y seleccionar el montaje de una caja de cambios la cual satisfaga las necesidades del problema propuesto.

OBJETIVOS ESPECÍFICOS 

Estudiar el principio de operación de una caja de velocidades, y conocer la manera como se conforma y funciona una caja real de cuatro velocidades.



Analizar desde un primer enfoque una caja de engranajes de cuatro velocidades y reversa, comenzando por un repaso a los conceptos cinemáticos.

3

CONTENIDO Pág. INTRODUCCIÓN

2

OBJETIVOS

3

1. CAJA DE CAMBIOS MECÁNICA DE TRES EJES

6

1.1 FUNCIONAMIENTO

6

1.2 COMPONENETES

9

1.2.1

9

SINCRONIZADORES

1.3 VELOCIDADES

12

1.3.1

VELOCIDAD 1

12

1.3.2

VELOCIDAD 2

12

1.3.3

VELOCIDAD 3

13

1.3.4

VELOCIDAD 4

13

1.3.5

MARCHA ATRÁS

14

2. REQUERIMIENTOS

16

3. CINEMÁTICA CAJA DE VELOCIDADES

17

3.1 CALCULO PRIMERA VELOCIDAD

18

3.2 CALCULO SEGUNDA VELOCIDAD

19

3.3 CALCULO TERCERA VELOCIDAD

21

3.4 CALCULO CUARTA VELOCIDAD

22

3.5 CALCULO PARA LA REVERSA

23

4. DISEÑO DE ENGRANAJES

26

4.1 CALCULO ENGRANAJES PIMERA VELOCIDAD

26

4.2 CALCULO ENGRANAJES SEGUNDA VELOCIDAD

36

4.3 CALCULO ENGRANAJES TERCERA VELOCIDAD

47

4.4 CALCULO ENGRANAJES SALIDA PRIMER EJE Y ENGRANAJE DE ENTRADA DEL EJE SECUNDARIO

57

4.5 CALCULO ENGRANAJE DE REVERSA

68

4.6 MEDIDAS Y FUERZAS PARES DE ENGRANAJES

77

5. CÁLCULO DE FUERZAS PARA LAS VELOCIDADES

81

5.1 CÁLCULO DE FUERZAS PARA LA PRIMERA VELOCIDAD

81

5.2 CÁLCULO DE FUERZAS PARA LA SEGUNDA VELOCIDAD

84

5.3 CÁLCULO DE FUERZAS PARA LA TERCERA VELOCIDAD

88

4

5.4 CÁLCULO DE FUERZAS REVERSA

91

6. ANÁLISIS POR DEFLEXIÓN DE EJES

96

6.1 ANÁLISIS DE DEFORMACIÓN POR INTEGRALES PARA LA PRIMERA VELOCIDAD

96

6.2 ANÁLISIS DE DEFORMACIÓN POR INTEGRALES PARA LA SEGUNDA VELOCIDAD

102

6.3 ANÁLISIS DE DEFORMACIÓN POR INTEGRALES PARA LA TERCERA VELOCIDAD

108

6.4 TABLA DE RESULTADOS DEL ANALISIS DE DEFORMACIÓN POR INTEGRALES PARA LAS VELOCIDADES

114

6.5 ANÁLISIS DEL EJE DE SALIDA

114

7. DISEÑO DE SINCRONIZADORES

115

8. SELECCIÓN DE RODAMIENTOS EJE SECUNDARIO

117

9. SELLECIÓN DE RODAMIENTOS EJE DE SALIDA

119

CONCLUSIONES

120

BLIOGRAFÍA

121

WEBGRAFÍA

121

ANEXO

122

5

DISEÑO CAJA DE CAMBIOS

1. CAJA DE CAMBIOS MECÁNICA DE TRES EJES La caja de velocidades, es aquella que se compone de un conjunto mecánico que se intercala entre el embrague y el grupo de reducción, capaz de transmitir el par del motor manteniéndolo en un valor optimo; de tal manera que el vehículo sea capa de subir y bajar pendientes, adaptando la velocidad según las distintas condiciones de la marcha, además de parar o invertir el sentido de giro de las ruedas. En las cajas de cambios manuales el conductor selecciona la velocidad inicial y según las necesidades de la marcha, cambia a otras velocidades manualmente pisando el embrague par desacoplar la transmisión de par de motor. Se decidió tomar este tipo de caja de cambios debido a que es una de las más usadas en los vehículos actuales, y tiene la ventaja principal que al transmitir el par a través de los tres ejes, los esfuerzos en los piñones son menores, por lo que el diseño de éstos puede realizarse en materiales de calidad media. 1.1

FUNCIONAMIENTO

Constituida una caja de cambios como se ha explicado anteriormente, las distintas relaciones se obtienen por la combinación de los diferentes piñones, en consecuencia con sus dimensiones. El par motor se transmite desde el cigüeñal del motor hasta la caja de cambios a través del embargue (Q). A la salida del embrague va conectado el eje primario (A) girando ambos de forma solidaria. De forma coaxial al eje primario, y apoyándose en éste a través de rodamiento de agujas, gira el eje secundario (M) transmitiendo el par desmultiplicado hacia el grupo cónico diferencial. La transmisión y desmultiplicación del par se realiza entre ambos ejes a través del eje intermediario (D).

6

El eje primario (A) del que forma parte el piñón de arrastre (B), que engrana en toma constante con el piñón (C) del árbol intermediario (D), en el que están labrados, además, los piñones (E, F y G), que por ello son solidarios del árbol intermediario (D). Con estos piñones engranan los piñones (H, I y J), montados locos sobre el árbol secundario (M), con interposición de cojinetes de agujas, de manera que giran libremente sobre el eje arrastrados por los respectivos pares de tren intermediario. El eje primario recibe movimiento del motor, con interposición del embrague (Q) y el secundario da movimiento la transmisión, diferencial 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 en el interior del piñón (B) del primario, con interposición de un cojinete de agujas. Para transmitir el movimiento que llega desde el primario al árbol secundario, es necesario hacer solidario de este eje a cualquiera de los piñones montados locos sobre él. De esta manera, el giro se transmite desde el primario hasta el tren fijo o intermediario, por medio de los piñones de toma constantes (B y C), obteniéndose el arrastre de los piñones del secundario engranados con ellos, que giran locos sobre este eje. Si cualquiera de ellos se hace solidario del eje, se obtendrá el giro de éste. La toma de velocidad se consigue por medio de sincronizadores (O y M), compuestos esencialmente por un conjunto montado en un estriado sobre el eje secundario, pudiéndose desplazar lateralmente un cierto recorrido. En este desplazamiento sobre el estriado el sincronizador se acopla con los piñones que giran locos sobre el árbol secundario. En la figura interior se muestra el despiece de una cajá de cambios de engranajes helicoidales, con sincronizadores, similar a la descrita anteriormente. El eje primario (5) forma en uno de sus extremos el piñón de toma constante (de dientes helicoidales). Sobre el eje se monta el cojinete de bolas (4), en el que apoya sobre la carcasa de la caja de cambios, mientras que la punta del eje se aloja en el casquillo de bronce (1), emplazado en el volante motor. En el interior del piñón del primario se apoya, a su vez, el eje secundario (19), con interposición del cojinete 7

de agujas (6). Por su otro extremo acopla en la carcasa de la caja de cambios por medio del cojinete de bolas (28). Sobre este eje se montan estriados los cubos sincronizadores, y locos los piñones. Así, el cubo sincronizador (10), perteneciente a la tercera y cuarta velocidad, va estriado sobre el eje secundario, sobre el que permanece en posición por los anclajes que suponen las arandelas de fijación (9, 13 y 14). En su alojamiento interno se disponen los anillos sincronizadores (7, uno a cada lado), cuyo dentado engrana en el interior de la corona desplazable del cubo sincronizador (10). Estos anillos acoplan interiormente, a su vez, en las superficies cónicas de los piñones del primario por un lado y del secundario (11) por otro. Cuando la corona del cubo sincronizador (10) se desplaza lateralmente a uno u otro lado, se produce el engrane de su estriado interior, con el dentado de los anillos sincronizadores (7) y posteriormente, con el piñón correspondiente en su dentado recto (si se desplaza a la izquierda, con el piñón del primario y a la derecha con el 11 del secundario). En esta acción, y antes de lograrse el engrane total, se produce un frotamiento del anillo sincronizador con el cono del piñón, que iguala las velocidades de ambos ejes, lo que resulta necesario para conseguir el engrane. Una vez logrado éste, el movimiento es transmitido desde el piñón al cubo sincronizador y de éste al eje secundario. En el secundario se montan locos los piñones (15 de segunda velocidad; y 26 de primera velocidad), con los correspondientes anillos sincronizadores (17) y cubo sincronizador. Cada uno de los piñones del secundario engrana en toma constante con su correspondiente par del tren intermediario (20), quedando acoplados como se ve en la figura. En el tren intermediario se dispone un piñón de dentado recto, que juntamente con el de reenvío (23) y el formado en el cubo sincronizador de primera y segunda velocidad, constituyen el dispositivo de marcha trasera. En la siguiente figura se observa de manera esquemática todos los componentes de la caja de cambios a diseñar.

8

9

1.2

COMPONENTES

1.2.1 Sincronizadores: Las cajas de cambio desde hace muchos años utilizan para

seleccionar

las

distintas

velocidades

unos

dispositivos

llamados:

sincronizadores, cuya constitución hace que un dentado interno ha engranar con el piñón loco del eje secundario correspondiente a la velocidad seleccionada. Para poder hacer el acoplamiento del sincronizador con el piñón correspondiente, se comprende que es necesario igualar las velocidades del eje secundario (con el que gira solidario el sincronizador) y 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 activar el conductor la palanca del cambio para seleccionar una nueva relación, se produce de inmediato el des-enclavamiento 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 10

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 primario queda en libertad sin ser arrastrado por el motor y su giro debido a la inercia puede ser sincronizado con el 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.

11

1.3

VELOCIDADES

A continuación se explicará el funcionamiento de cada una de las velocidades y de la reversa. 1.3.1 Velocidad 1 El desplazamiento del sincronizador de 1ª/2ª (N) hacía la derecha, produce el enclavamiento del correspondiente piñón loco (I) del eje secundario, que se hace solidario de este eje. Con ello, el giro es transmitido desde el eje primario como muestra la figura inferior, obteniéndose la oportuna reducción. En esta velocidad se obtiene la máxima reducción de giro, y por ello la mínima velocidad y el máximo par.

1.3.2 Velocidad 2 El desplazamiento del sincronizador de 1ª/2ª (N) hacia la izquierda, produce el enclavamiento del correspodiente piñón loco (J) del eje secundario, que se hace solidario de este eje. Con ello, el giro es transmitido desde el eje primario como muestra la figura inferior, obteniéndose la oportuna reducción. En esta velocidad se obtiene una reducción de giro menor que en el caso anterior, por ello aumenta la velocidad y el par disminuye.

12

1.3.3 Velocidad 3 El desplazamiento del sincronizador de 3ª/4ª (O) hacía la derecha, produce el enclavamiento del correspondiente piñón loco (H) del eje secundario, que se hace solidario de este eje. Con ello, el giro es transmitido desde el eje primario como muestra la figura inferior, obteniéndose la oportuna reducción. En esta velocidad se obtiene una reducción de giro menor que en el caso anterior, por ello aumenta la velocidad y el par disminuye.

1.3.4 Velocidad 4 El desplazamiento del sincronizador de 3ª/4ª (O) hacía la izquierda, produce el enclavamiento del correspondiente piñón de arrastre o toma constante (B) del eje primario, que se hace solidario con el eje secundario, sin intervención del eje intermediario en este caso. Con ello, el giro es transmitido desde el eje primario como muestra la figura inferior, obteniéndose una conexión directa sin reducción de velocidad. En esta velocidad se obtiene una transmisión de giro sin reducción

13

de velocidad. La velocidad del motor es igual a la que sale de la caja de cambios, por ello aumenta la velocidad y el par disminuye.

1.3.5 Marcha atrás Cuando se selecciona esta velocidad, se produce el desplazamiento del piñón de reenvío (T), empujado por un manguito. Al moverse el piñón de reenvío, engrana con otros dos piñones cuya particularidad es que tienen los dientes rectos en vez de inclinados como los demás piñones de la caja de cambios. Estos piñones pertenecen a los ejes intermediario y secundario respectivamente. Con esto se consigue una nueva relación, e invertir el giro del tren secundario con respecto al primario. La reducción de giro depende de los piñones situados en el eje intermediario y secundario porque el piñón de reenvío actúa únicamente como inversor de giro. La reducción de giro suele ser parecida a la 1ª velocidad. Hay que reseñar que el piñón del eje secundario perteneciente a esta velocidad es solidario al eje, al contrario de lo que ocurre con los restantes de este mismo eje que son locos.

14

15

2. REQUERIMIENTOS

Dónde:

Tenemos:

16

3. CINEMÁTICA CAJA DE VELOCIDADES Tomando en cuenta los requerimientos de la caja. Para el cálculo de engranajes se necesita la distancia entre centros y comprobar por la relación de velocidades. Cd= distancia entre centros. Cd =150mm

Calculando los engranajes de entrada y el del eje intermedio, teniendo como premisa que tengan igual número de dientes (los cálculos para diferentes dientes se hicieron con ayuda del EES hasta llegar a un margen de error aceptable; se anexa la hoja de cálculo de EES):

Y calculando el modulo:

5,47 Aproximamos a la fresa estándar más cercana M = 5,5 Recalculando la distancia entre centros:

17

Se tiene un error de: 150mm-150.79=0.79mm Luego es un margen de error aceptable. 3.1

CALCULO PRIMERA VELOCIDAD

Teniendo en cuenta que:

Tomando un módulo:

Asumiendo el número de dientes:

Y calculando la distancia entre centros:

Lo cual cumple con la distancia entre centros 18

Ahora chequeando por la relación de velocidad:

Verificando la velocidad de salida:

Comparándola con la velocidad ideal:

Lo cual es un valor del 0% del valor de entrada. 3.2

CALCULO SEGUNDA VELOCIDAD

Teniendo en cuenta que: 19

Tomando un módulo:

Asumiendo el número de dientes:

Y calculando la distancia entre centros:

Lo cual cumple con la distancia entre centros. Ahora chequeando por la relación de velocidad:

Verificando la velocidad de salida:

Comparándola con la velocidad ideal:

Lo cual es un valor del 0% del valor de entrada.

20

5.5 CALCULO TERCERA VELOCIDAD

Teniendo en cuenta que:

Tomando un módulo:

Asumiendo el número de dientes:

Y calculando la distancia entre centros:

Lo cual cumple con la distancia entre centros. Ahora chequeando por la relación de velocidad:

21

Verificando la velocidad de salida:

Comparándola con la velocidad ideal:

Lo cual es un valor del 0% del valor de entrada. 3.4 CALCULO CUARTA VELOCIDAD La cuarta velocidad es directa, por lo tanto no la calculamos.

22

3.5 CALCULO PARA LA REVERSA

Teniendo en cuenta la siguiente relación de velocidad y que este par de engranajes son rectos:

Tomando un módulo (se realizaron los cálculos en EES, para determinar el módulo y el número de dientes de los tres engranajes rectos; se anexa la hoja de cálculo de EES):

Teniendo en cuenta que para esta marcha necesitamos de 3 engranajes rectos para poder realizar la inversión de giro.

e 1-2 2-3

r

1-3 9

23

Asumiendo los siguientes números de dientes para el cálculo de las distancias. Número de dientes del engranaje del eje de salida [1]

Número de dientes del piñón loco [2]

Número de dientes del engranaje del eje secundario [3]

Y calculando los diámetros de cada uno de ellos para determinar la inclinación.

Verificando las distancias para los cruces, y la inclinación del eje del piñón loco.

La distancia 1-3 es la distancia entre centros que hay entre el eje secundario y el de salida.

24

Para calcular la inclinación que debe tener el eje del piñón loco.

25

4. DISEÑO DE ENGRANAJES Para el diseño de los engranajes de la caja de velocidad se tendrán en cuenta los helicoidales tomados para la primera, segunda y tercera velocidad, además del par de engranajes de entrada y salida del primer y segundo eje. Con los engranajes rectos tomados para la reversa del sistema. Calculando su ancho mínimo para la transmisión de potencia deseada.

4.1

CALCULO ENGRANAJES PRIMERA VELOCIDAD

Datos

Calculo de Fuerzas

26

√ √

Análisis por Flexión Tomando acero carburizado y endurecido grado 3 de la tabla 14.5 de Hamrock nueva edición en la página 640 tenemos:

27

Calculando el Yn de la figura 14,26a del libro de Hamrock tenemos:

Calculando para:

Debido a que no trabaja a más de 120 grados tomamos para el factor de temperatura:

Para el factor de confiabilidad tomado de la tabla 14.6 del libro de Hamrock nueva edición página 643:

Tomado para una confiabilidad del 99,9%

28

Y tomando un factor de seguridad de:

Calculando la resistencia a flexión del engranaje:

Calculando el esfuerzo por flexión:

Para este cálculo se asume:

Tomando el valor de Ka para impacto ligero y choque moderado, de la tabla 14.8 del libro de Hamrock nueva edición página 649:

Tomando el valor de Ks, para un módulo de 5,58[mm] e interpolando en la tabla 14.9 del libro de Hamrock nueva edición página 650:

29

Calculando el valor de Km

Tomando el valor de Cmc de la recomendación de la norma AGMA, para diente descoronado.

Tomando el valor de Cpf de la recomendación de la norma AGMA, para un bw de 40 mm, tomado de la página 651 de la Hamrock nueva edición; y para un dp = 100,44 [mm]:

Tomando el valor de Cpm de la recomendación de la norma AGMA, por las condiciones del montaje; tomado del libro de Hamrock nueva edición página 652:

Tomando el valor de Cma de la recomendación de la norma AGMA; tomado del libro de Hamrock nueva edición página 653:

Tomando los valores de A, B y C para engranajes de precisión.

30

Con bw=40mm

Tomando el valor de Ce de la recomendación de la norma AGMA, para otras condiciones de ensamblaje; tomado del libro de Hamrock nueva edición página 652:

Calculando Km:

Calculando el valor de Kv:

Tomando Qv de la figura 14.34 del libro de Hamrock nueva edición página 654, para engranajes muy precisos:



(

31

)



Donde:

Tomando el valor de Ki de la recomendación de la norma AGMA, para cuando no hay engranaje intermedio:

Tomando el valor de Kb de la recomendación de la norma AGMA, para engranaje macizo:

Tomando el valor de YH de la tabla 15.2 de la norma AGMA, para un ángulo de hélice de 10 grados; libro de Hamrock nueva edición página 679:

Para:

Interpolando los valores en la tabla 15.2 se halla el valor de YH

Calculando el esfuerzo a flexión del engrane:

32

Comparando los calores de la resistencia y esfuerzos de flexión. Donde la resistencia es mayor al esfuerzo, por ende el ancho asumido es correcto en el análisis de flexión.

Análisis por Compresión Para el cálculo de la resistencia por compresión del engranaje.

Tomando el valor de Sco de la tabla 14.5 de la norma AGMA; del libro de Hamrock nueva edición página 640:

Tomando para un acero carburizado y endurecido grado 3.

33

Tomando el calor de ZN de la figura 14.26b del libro de Hamrock nueva edición página 642: Tomando el valor de N para:

Calculando el CH de la ecuación 14-45 de la norma AGMA

Donde A vale cero porque tanto el engranaje como el piñón tienen la misma dureza, por ende:

Calculando la resistencia a compresión:

Para el cálculo del esfuerzo por compresión del engranaje: (

)

Calculando E’ teniendo en cuenta la ecuación simplificada, por tener el piñón y el engranaje del mismo material:

Donde gamma es igual a 0,3 lo que corresponde al coeficiente de poisson para el acero. Tomando el módulo de elasticidad del acero como:

34

Calculando W prima.

Dónde: (

)

(

)

Tomando el valor de Ih de la tabla 15.2 de la norma AGMA, para un ángulo de hélice de 10 grados; libro de Hamrock nueva edición página 679:

Para:

Interpolando los valores en la tabla 15.2 se halla el valor de IH

Calculando el esfuerzo de compresión para el engranaje. 35

(

)

(

)

Comparando la resistencia con el esfuerzo a compresión:

Donde la resistencia es mayor al esfuerzo, por ende el ancho asumido es correcto en el análisis de compresión.

4.2

CALCULO ENGRANAJES SEGUNDA VELOCIDAD

Datos

Calculo de Fuerzas

36

√ √

Análisis por Flexión Tomando acero carburizado y endurecido grado 3 de la tabla 14.5 de Hamrock nueva edición en la página 640 tenemos:

37

Calculando el Yn de la figura 14,26a del libro de Hamrock tenemos:

Calculando para:

Debido a que no trabaja a más de 120 grados tomamos para el factor de temperatura:

38

Para el factor de confiabilidad tomado de la tabla 14.6 del libro de Hamrock nueva edición página 643:

Tomado para una confiabilidad del 99,9%

Y tomando un factor de seguridad de:

Calculando la resistencia a flexión del engranaje:

Calculando el esfuerzo por flexión:

Para este cálculo se asume:

Tomando el valor de Ka para impacto ligero y choque moderado, de la tabla 14.8 del libro de Hamrock nueva edición página 649:

39

Tomando el valor de Ks, para un módulo de 5,58[mm] e interpolando en la tabla 14.9 del libro de Hamrock nueva edición página 650:

Calculando el valor de Km

Tomando el valor de Cmc de la recomendación de la norma AGMA, para diente descoronado.

Tomando el valor de Cpf de la recomendación de la norma AGMA, para un bw de 40 mm, tomado de la página 651 de la Hamrock nueva edición; y para un dp = 111,6 [mm]:

Tomando el valor de Cpm de la recomendación de la norma AGMA, por las condiciones del montaje; tomado del libro de Hamrock nueva edición página 652:

Tomando el valor de Cma de la recomendación de la norma AGMA; tomado del libro de Hamrock nueva edición página 653:

40

Tomando los valores de A, B y C para engranajes de precisión.

Con bw = 40mm

Tomando el valor de Ce de la recomendación de la norma AGMA, para otras condiciones de ensamblaje; tomado del libro de Hamrock nueva edición página 652:

Calculando Km:

Calculando el valor de Kv:

41

Tomando Qv de la figura 14.34 del libro de Hamrock nueva edición página 654, para engranajes muy precisos:



(

)



Donde:

Tomando el valor de Ki de la recomendación de la norma AGMA, para cuando no hay engranaje intermedio:

Tomando el valor de Kb de la recomendación de la norma AGMA, para engranaje macizo:

Tomando el valor de YH de la tabla 15.2 de la norma AGMA, para un ángulo de hélice de 10 grados; libro de Hamrock nueva edición página 679: 42

Para:

Interpolando los valores en la tabla 15.2 se halla el valor de YH

Calculando el esfuerzo a flexión del engrane:

Comparando los calores de la resistencia y esfuerzos de flexión. Donde la resistencia es mayor al esfuerzo, por ende el ancho asumido es correcto en el análisis de flexión.

Análisis por Compresión Para el cálculo de la resistencia por compresión del engranaje.

43

Tomando el valor de Sco de la tabla 14.5 de la norma AGMA; del libro de Hamrock nueva edición página 640:

Tomando para un acero carburizado y endurecido grado 3.

Tomando el calor de ZN de la figura 14.26b del libro de Hamrock nueva edición página 642: Tomando el valor de N para:

Calculando el CH de la ecuación 14-45 de la norma AGMA

Donde A vale cero porque tanto el engranaje como el piñón tienen la misma dureza, por ende:

Calculando la resistencia a compresión:

44

Para el cálculo del esfuerzo por compresión del engranaje: (

)

Calculando E’ teniendo en cuenta la ecuación simplificada, por tener el piñón y el engranaje del mismo material:

Donde gamma es igual a 0,3 lo que corresponde al coeficiente de poisson para el acero. Tomando el módulo de elasticidad del acero como:

Calculando W prima.

Dónde: (

)

(

)

45

Tomando el valor de Ih de la tabla 15.2 de la norma AGMA, para un ángulo de hélice de 10 grados; libro de Hamrock nueva edición página 679:

Para:

Interpolando los valores en la tabla 15.2 se halla el valor de IH

Calculando el esfuerzo de compresión para el engranaje. (

)

(

)

Comparando la resistencia con el esfuerzo a compresión:

Donde la resistencia es mayor al esfuerzo, por ende el ancho asumido es correcto en el análisis de compresión.

46

4.3

CALCULO ENGRANAJES TERCERA VELOCIDAD

Datos

Cálculos de fuerzas

47

√ √

Análisis por Flexión Tomando acero carburizado y endurecido grado 3 de la tabla 14.5 de Hamrock nueva edición en la página 640 tenemos:

Calculando el Yn de la figura 14,26a del libro de Hamrock tenemos:

48

Calculando para:

Debido a que no trabaja a más de 120 grados tomamos para el factor de temperatura:

Para el factor de confiabilidad tomado de la tabla 14.6 del libro de Hamrock nueva edición página 643:

Tomado para una confiabilidad del 99,9%

Y tomando un factor de seguridad de:

49

Calculando la resistencia a flexión del engranaje:

Calculando el esfuerzo por flexión:

Para este cálculo se asume:

Tomando el valor de Ka para impacto ligero y choque moderado, de la tabla 14.8 del libro de Hamrock nueva edición página 649:

Tomando el valor de Ks, para un módulo de 5,58[mm] e interpolando en la tabla 14.9 del libro de Hamrock nueva edición página 650:

Calculando el valor de Km

50

Tomando el valor de Cmc de la recomendación de la norma AGMA, para diente descoronado.

Tomando el valor de Cpf de la recomendación de la norma AGMA, para un bw de 40 mm, tomado de la página 651 de la Hamrock nueva edición; y para un dp = 132 [mm]:

Tomando el valor de Cpm de la recomendación de la norma AGMA, por las condiciones del montaje; tomado del libro de Hamrock nueva edición página 652:

Tomando el valor de Cma de la recomendación de la norma AGMA; tomado del libro de Hamrock nueva edición página 653:

Tomando los valores de A, B y C para engranajes de precisión.

Con bw = 40mm

51

Tomando el valor de Ce de la recomendación de la norma AGMA, para otras condiciones de ensamblaje; tomado del libro de Hamrock nueva edición página 652:

Calculando Km:

Calculando el valor de Kv:

Tomando Qv de la figura 14.34 del libro de Hamrock nueva edición página 654, para engranajes muy precisos:



(



52

)

Donde:

Tomando el valor de Ki de la recomendación de la norma AGMA, para cuando no hay engranaje intermedio:

Tomando el valor de Kb de la recomendación de la norma AGMA, para engranaje macizo:

Tomando el valor de YH de la tabla 15.2 de la norma AGMA, para un ángulo de hélice de 10 grados; libro de Hamrock nueva edición página 679:

Para:

Interpolando los valores en la tabla 15.2 se halla el valor de YH

Calculando el esfuerzo a flexión del engranaje:

53

Comparando los calores de la resistencia y esfuerzos de flexión. Donde la resistencia es mayor al esfuerzo, por ende el ancho asumido es correcto en el análisis de flexión.

Análisis por Compresión Para el cálculo de la resistencia por compresión del engranaje.

Tomando el valor de Sco de la tabla 14.5 de la norma AGMA; del libro de Hamrock nueva edición página 640:

Tomando para un acero carburizado y endurecido grado 3.

Tomando el calor de ZN de la figura 14.26b del libro de Hamrock nueva edición página 642: 54

Tomando el valor de N para:

Calculando el CH de la ecuación 14-45 de la norma AGMA

Donde A vale cero porque tanto el engranaje como el piñón tienen la misma dureza, por ende:

Calculando la resistencia a compresión:

Para el cálculo del esfuerzo por compresión del engranaje: (

)

Calculando E’ teniendo en cuenta la ecuación simplificada, por tener el piñón y el engranaje del mismo material:

Donde gamma es igual a 0,3 lo que corresponde al coeficiente de poisson para el acero. Tomando el módulo de elasticidad del acero como:

Calculando W prima. 55

Dónde: (

)

(

)

Tomando el valor de Ih de la tabla 15.2 de la norma AGMA, para un ángulo de hélice de 10 grados; libro de Hamrock nueva edición página 679:

Para:

Interpolando los valores en la tabla 15.2 se halla el valor de IH

Calculando el esfuerzo de compresión para el engranaje.

56

(

)

(

)

Comparando la resistencia con el esfuerzo a compresión:

Donde la resistencia es mayor al esfuerzo, por ende el ancho asumido es correcto en el análisis de compresión.

4.4 CALCULO ENGRANAJE SALIDA PRIMER EJE Y ENGRANAJE DE ENTRADA DEL EJE SECUNDARIO Datos

Calculo de Fuerzas

57

√ √

Análisis por Flexión Tomando acero carburizado y endurecido grado 3 de la tabla 14.5 de Hamrock nueva edición en la página 640 tenemos:

58

Calculando el Yn de la figura 14,26a del libro de Hamrock tenemos:

Calculando para:

Debido a que no trabaja a más de 120 grados tomamos para el factor de temperatura:

59

Para el factor de confiabilidad tomado de la tabla 14.6 del libro de Hamrock nueva edición página 643:

Tomado para una confiabilidad del 99,9%

Y tomando un factor de seguridad de:

Calculando la resistencia a flexión del engranaje:

Calculando el esfuerzo por flexión:

Para este cálculo se asume:

Tomando el valor de Ka para impacto ligero y choque moderado, de la tabla 14.8 del libro de Hamrock nueva edición página 649:

60

Tomando el valor de Ks, para un módulo de 5,58[mm] e interpolando en la tabla 14.9 del libro de Hamrock nueva edición página 650:

Calculando el valor de Km

Tomando el valor de Cmc de la recomendación de la norma AGMA, para diente descoronado.

Tomando el valor de Cpf de la recomendación de la norma AGMA, para un bw de 40 mm, tomado de la página 651 de la Hamrock nueva edición; y para un dp = 156,24 [mm]:

Tomando el valor de Cpm de la recomendación de la norma AGMA, por las condiciones del montaje; tomado del libro de Hamrock nueva edición página 652:

Tomando el valor de Cma de la recomendación de la norma AGMA; tomado del libro de Hamrock nueva edición página 653:

61

Tomando los valores de A, B y C para engranajes de precisión.

Con bw=40mm

Tomando el valor de Ce de la recomendación de la norma AGMA, para otras condiciones de ensamblaje; tomado del libro de Hamrock nueva edición página 652:

Calculando Km:

Calculando el valor de Kv:

62

Tomando Qv de la figura 14.34 del libro de Hamrock nueva edición página 654, para engranajes muy precisos:



(

)



Donde:

Tomando el valor de Ki de la recomendación de la norma AGMA, para cuando no hay engranaje intermedio:

Tomando el valor de Kb de la recomendación de la norma AGMA, para engranaje macizo:

63

Tomando el valor de YH de la tabla 15.2 de la norma AGMA, para un ángulo de hélice de 10 grados; libro de Hamrock nueva edición página 679:

Para:

Interpolando los valores en la tabla 15.2 se halla el valor de YH

Calculando el esfuerzo a flexión del engrane:

Comparando los calores de la resistencia y esfuerzos de flexión. Donde la resistencia es mayor al esfuerzo, por ende el ancho asumido es correcto en el análisis de flexión.

64

Análisis por Compresión Para el cálculo de la resistencia por compresión del engranaje.

Tomando el valor de Sco de la tabla 14.5 de la norma AGMA; del libro de Hamrock nueva edición página 640:

Tomando para un acero carburizado y endurecido grado 3.

Tomando el calor de ZN de la figura 14.26b del libro de Hamrock nueva edición página 642: Tomando el valor de N para:

Calculando el CH de la ecuación 14-45 de la norma AGMA

Donde A vale cero porque tanto el engranaje como el piñón tienen la misma dureza, por ende:

65

Calculando la resistencia a compresión:

Para el cálculo del esfuerzo por compresión del engranaje: (

)

Calculando E’ teniendo en cuenta la ecuación simplificada, por tener el piñón y el engranaje del mismo material:

Donde gamma es igual a 0,3 lo que corresponde al coeficiente de poisson para el acero. Tomando el módulo de elasticidad del acero como:

Calculando W prima.

Dónde: (

)

(

)

66

Tomando el valor de Ih de la tabla 15.2 de la norma AGMA, para un ángulo de hélice de 10 grados; libro de Hamrock nueva edición página 679:

Para:

Interpolando los valores en la tabla 15.2 se halla el valor de IH

Calculando el esfuerzo de compresión para el engranaje. (

)

(

)

Comparando la resistencia con el esfuerzo a compresión:

Donde la resistencia es mayor al esfuerzo, por ende el ancho asumido es correcto en el análisis de compresión.

67

4.5

CALCULO ENGRANAJES DE REVERSA

Datos

Calculo de Fuerzas

√ √ 68

Análisis por Flexión Tomando acero carburizado y endurecido grado 3 de la tabla 14.5 de Hamrock nueva edición en la página 640 tenemos:

Calculando el Yn de la figura 14,26a del libro de Hamrock tenemos:

Calculando para:

69

Debido a que no trabaja a más de 120 grados tomamos para el factor de temperatura:

Para el factor de confiabilidad tomado de la tabla 14.6 del libro de Hamrock nueva edición página 643:

Tomado para una confiabilidad del 99,9%

Y tomando un factor de seguridad de:

Y tomando un factor de seguridad de:

Calculando la resistencia a flexión del engranaje:

Calculando el esfuerzo por flexión:

Para este cálculo se asume:

70

Tomando el valor de Ka para impacto ligero y choque moderado, de la tabla 14.8 del libro de Hamrock nueva edición página 649:

T Tomando el valor de Ks, para un módulo de 5 en la tabla 14.9 del libro de Hamrock nueva edición página 650:

Calculando el valor de Km

Tomando el valor de Cmc de la recomendación de la norma AGMA, para diente descoronado.

Tomando el valor de Cpf de la recomendación de la norma AGMA, para un bw de 40 mm, tomado de la página 651 de la Hamrock nueva edición; y para un dp = 170 [mm]:

Tomando el valor de Cpm de la recomendación de la norma AGMA, por las condiciones del montaje; tomado del libro de Hamrock nueva edición página 652:

71

Tomando el valor de Cma de la recomendación de la norma AGMA; tomado del libro de Hamrock nueva edición página 653:

Tomando los valores de A, B y C para engranajes de precisión.

Con bw=40mm

Tomando el valor de Ce de la recomendación de la norma AGMA, para otras condiciones de ensamblaje; tomado del libro de Hamrock nueva edición página 652:

Calculando Km:

Calculando el valor de Kv:

72

Tomando Qv de la figura 14.34 del libro de Hamrock nueva edición página 654, para engranajes muy precisos:



(

)



Donde:

Tomando el valor de Ki de la recomendación de la norma AGMA, para cuando hay engranaje intermedio.

Tomando el valor de Kb de la recomendación de la norma AGMA, para engranaje macizo.

73

Tomando el valor de YJ de la figura 14.30 de la norma AGMA, para piñón y engranaje de 17 dientes; tomado del libro Hamrock nueva edición página 648:

Calculando el esfuerzo a flexión del engrane:

Comparando los calores de la resistencia y esfuerzos de flexión. Donde la resistencia es mayor al esfuerzo, por ende el ancho asumido es correcto en el análisis de flexión.

Análisis por Compresión Para el cálculo de la resistencia por compresión del engranaje. 74

Tomando el valor de Sco de la tabla 14.5 de la norma AGMA; del libro de Hamrock nueva edición página 640:

Tomando para un acero carburizado y endurecido grado 3.

Tomando el calor de ZN de la figura 14.26b del libro de Hamrock nueva edición página 642: Tomando el valor de N para:

Calculando el CH de la ecuación 14-45 de la norma AGMA

Donde A vale cero porque tanto el engranaje como el piñón tienen la misma dureza, por ende:

Calculando la resistencia a compresión:

75

Para el cálculo del esfuerzo por compresión del engranaje: (

)

Calculando E prima, teniendo en cuenta la ecuación simplificada, por tener el piñón y el engranaje del mismo material.

Donde gamma es igual a 0,3 lo que corresponde al coeficiente de poisson para el acero. Tomando el módulo de elasticidad del acero como:

Calculando W prima.

Dónde: (

)

(

)

76

Calculando el esfuerzo de compresión para el engranaje. (

)

(

)

Comparando la resistencia con el esfuerzo a compresión:

Donde la resistencia es mayor al esfuerzo, por ende el ancho asumido es correcto en el análisis de compresión

4.6

MEDIDAS Y FUERZAS PARES DE ENGRANAJES

Par de engranes 1-2(Salida Primer Eje Entrada Segundo Eje)

Fa

Ft Ft

Fa

77

Par de engranes 3-4 (Tercera Velocidad)

Ft Fa

Ft

Par de engranes 5-6 (Segunda Velocidad)

Ft Fa

Fa

Ft

Par de engranes 7-8 (Primera Velocidad)

Fa Ft

Fa Ft

78

𝐹𝑡

𝑁

𝐹𝑟

𝑁

𝐹𝑎

𝑁

Par de engranes 9-10 (Reversa)

Fa

Ft

Fr Fr

Ft

Las longitudes de punto a punto son en [m]: B

C

D

E

G

A

F 0,02[m] [m]

0,045[m] [m]

0,045[m] [m]

0,045[m] [m]

0,055[m] [m]

0,02[m]

Recordando los datos de la tabla en Excel para los radios:

Sabemos que las fuerzas axiales me producen momentos, y que las fuerzas tangenciales me generan torque: Presentaremos el análisis para el traslado de las fuerzas al eje de interés:

79

80

5. CALCULO DE FUERZAS PARA LAS VELOCIDADES Para el cálculo de los ejes, se analiza cada una de las velocidades aparte para así obtener la velocidad más crítica y poder calcular el diámetro mínimo de los 3 ejes. 5.1 CALCULO DE FUERZAS PARA LA PRIMERA VELOCIDAD Análisis para la primera velocidad: Nombres en el eje:

A

B

E

F

Ay 3492,84

615,8 8

5431,83

Az

Fx

Fz

957,78

1290,9

Fy

2007,52

Plano x-y (primera velocidad): Ay 615,88

Existe momentos en B y en E cada uno de 48,11[N]

957,78 Fy 1290,9 2007,52

0,04[m]

0,04[m]

0,35[m]

∑ =0

81



Analizando los diagramas para cortante y momento en el eje en cuestión; tanto en los planos x-y como también en x-z:

Cortante X-Y

Momento X-Y

82

Plano x-z (primera velocidad): 0,35[m]

0,04[m]

Az

3492,84

0,04[m]

5431,83





Cortante X-Z

83

Fz

Momento X-Z

5.2 CALCULO DE FUERZAS SEGUNDA VELOCIDAD Análisis para la segunda velocidad: Puntos en el eje: 0,22[m]

0,170[m]

0,04[m]

A

B

D

F

Ay 3492,84

615,88

4889,98

862,24

Az 1290,9

Fz

Fx 1807,26 Fy

Plano x-y (segunda velocidad): 862,24

615,88

Ay

1807,26

1290,9

A

B 0,04

Fx

Fy

F

D 0,17

0,22

84

Existe momento tanto en B como en D, cada uno de 48,11[N.m]





Analizaremos para la segunda velocidad los diagramas para cortante y momento en el eje en cuestión; tanto en los planos x-y como también en x-z:

2319,23

862,24

615,88

1290,9

Existe momento tanto en B como en D, cada uno de 48,11[N.m]

Fx

781,93

1807,26

Cortante X-Y

85

Momento X-Y

Plano x-z (segunda velocidad): Fz

Az

D

B

A

F 4889,98

3492,84





2713,05

5669,77 0,17[m]

0,04[m

3492,84

0,22[m]

4889,98

86

Cortante X-Z

Momento X-Z

87

5.3 CALCULO FUERZAS TERCERA VELOCIDAD Análisis tercera velocidad: Puntos para el eje: 0,305[m]

0,085 [m]

0,04[m]

B

A

C

F

Ay 3492,84

615,88

728,93

Az

4133,95

Fx 1290,9

Fz

1527,84

Fy

Plano x-y (tercera velocidad): 615,88

Fx

723,93

Ay 1290,9

B

A 0,04[m]

Fy

1527,84

F

C 0,085 [m]

0,305[m]





88

Existen momentos tanto en B como en C, cada uno de 48,11[N.m]

Analizaremos en la tercera velocidad los diagramas para cortante y momento en el eje en cuestión; tanto en los planos x-y como también en x-z:

2478,28

1290,9

A

B

340,46

1527,84

C

F

Cortante X-Y

Momento X-Y

89

Existen momentos tanto en B como en C, cada uno de 48,11[N.m]

Plano x-z (tercera velocidad): B

C

Az

Fz

4133,95

3492,84





6100,15

1526,64 3492,84 0,04[m]

A

4133,95

B

C

0,305m]

F

0,085 [m]

90

Cortante X-Z

Momento X-Z

5.4 CALCULO DE FUERZAS REVERSA Análisis para la reversa: Puntos en el eje: 0,25[m]

0,04[m]

A

0,140[m]

B

G

F

Ay

3492,84 615,88 3210,27

Az

Fx

1290,9

Fz

1168,44 Fy

91

Plano x-y (reversa): Ay

Existe momentos en B de 48,11[N]

615,88 Fy 1290,9

0,04[m] [m]

1168,44

0,14 [m]

0,25 [m]

∑ =0



Analizaremos los diagramas para cortante y momento en el eje en cuestión; tanto en los planos x-y como también en x-z: Existe momentos en B y en E cada uno de 48,11[N]

615,88

1662,39

796,95

1290,9

1168,44

92

Cortante X-Y

Momento X-Y

Plano x-z (reversa): 0,25[m]

0,04[m]

A

Az

0,14[m]

B

3492,84





93

G

F

3210,27

Fz

2489,98

4213,13 0,4[m]

B

G

0,25[m]

0,14[m]

A

F 3492,84

3210,27

Cortante X-Z

94

Momento X-Z

95

6. ANALISIS POR DEFLEXION DE EJES 6.1 ANALISIS DE DEFORMACION POR INTEGRALES PARA LA PRIMERA VELOCIDAD

A

0,04[m] m]

0,35[m] [m]

0,04[m] [m]

B

E

F

Plano X-Y

P2

P1

M1

M2

Dónde:

En los rodamientos A y F y=0 Condición de frontera:

96

En el plano X-Z

P1

P2

Dónde:

Condición de frontera Ya=0 X=0

Sabiendo que:

97



Plano X-Y:

Plano X-Z

98

Tomando como referencia la recomendación del libro de ALPACOR, del folleto de diseño por deformaciones página 49 tenemos: √

Para E (

)

(

)

(

)

Para B (

99

)

Plano X-Y

Plano X-Z

100

Para A (

)

(

)

(

)

Para F (

101

)

6.2 ANALISIS DE DEFORMACION POR INTEGRALES PARA LA SEGUNDA VELOCIDAD

0,04[m]

A

0,22[m]

0,170[m]

B

D

Plano X-Y

P1

M1

P2

M2

Dónde:

En los rodamientos A y F y=0 Condición de frontera:

102

F

En el plano X-Z

P1

P2

Dónde:

Condición de frontera

Sabiendo que: 103



Plano X-Y:

Plano X-Z

104

Tomando como referencia la recomendación del libro de ALPACOR, del folleto de diseño por deformaciones página 49 tenemos: √

Para D (

)

(

)

(

)

Para B ( 105

)

Plano X-Y

Plano X-Z

106

Para A (

)

(

)

(

)

Para F (

107

)

6.3 ANALISIS DE DEFORMACION POR INTEGRALES PARA LA TERCERA VELOCIDAD 0,305[m]

0,085 [m]

0,04[m]

A

B

P1

P2

M1

M2

C

Plano X-Y

Dónde:

En los rodamientos A y F y=0 Condición de frontera: 108

F

En el plano X-Z

P1

P2

Dónde:

Condición de frontera Ya=0 X=0

109

Sabiendo que: √

Plano X-Y:

Plano X-Z

110

Tomando como referencia la recomendación del libro de ALPACOR, del folleto de diseño por deformaciones página 49 tenemos: √

Para C (

)

Para B 111

(

)

(

)

Plano X-Y

Plano X-Z

112

(

)

Para A (

)

(

)

(

)

Para F (

113

)

6.4 TABLA DE RESULTADOS DEL ANALISIS DE DEFORMACIÓN POR INTEGRALES PARA LAS VELOCIDADES Velocidad Primera Segunda Tercera Mostrando que el diámetro mínimo para el eje es de 62,5 [mm], normalizando un diámetro para los rodamientos, tomaremos 65[mm] de diámetro.

6.5 ANALISIS EL EJE DE SALIDA Nuestro diseño de caja de velocidad se basa en que en el eje de salida los engranajes son soportados por rodamientos de rodillos (tipo aguja), por lo que basaremos el análisis de este eje en la selección de los rodamientos según las cargas radiales presentes. Y tomando el análisis de deflexión critico hecho para el segundo eje, tenemos el diámetro mínimo para este tercer eje.

114

7. DISEÑO DE SINCRONIZADORES Las cajas de cambio desde hace muchos años utilizan para seleccionar las distintas velocidades unos dispositivos llamados: sincronizadores, cuya constitución hace que un dentado interno ha de engranar con el piñón loco del eje secundario correspondiente a la velocidad seleccionada. Para poder hacer el acoplamiento del sincronizador con el piñón correspondiente, se comprende que es necesario igualar las velocidades del eje secundario (con el que gira solidario el 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 activar 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. 115

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. Teniendo esto a consideración, el diseño de nuestros sincronizadores se basó en los cálculos de los engranajes, y diámetros de eje para poder empezar el diseño de la corona sincronizadora y el anillo sincronizador, además del número de dietes exteriores para poder hacer el cambio de velocidad.

Más detalles de su dimensionamiento y funcionamiento en los anexos.

116

8. SELECCIÓN DE RODAMIENTOS EJE SECUNDARIO Analizando la velocidad, en la que se generan mayores fuerzas sobre el eje, para poder determinar los rodamientos óptimos para todas las velocidades. Teniendo esto en consideración, se seleccionó la primera velocidad, con las siguientes fuerzas para nuestro calculo.

Puntos en el eje:

A

B

E

F

Basando la selección para los siguientes parámetros:

Dada la magnitud de las cargas, comenzamos el análisis con rodamientos cónicos. Dónde:

( ) ( ) ( )

117

Donde: √

Por la distribución de las cargas los rodamientos se colocan espalda con espalda, después de hacer el chequeo pertinente en el catálogo de la SKF en la página 624 se seleccionó el siguiente rodamiento para A: 65

Siguiendo el mismo procedimiento se calcula el rodamiento para F: √

Por la distribución de las cargas los rodamientos se colocan espalda con espalda, después de hacer el chequeo pertinente en el catálogo de la SKF en la página 624 se seleccionó el siguiente rodamiento para F: 65

118

9. SELECCIÓN DE RODAMIENTOS EJE DE SALIDA

Para este eje se seleccionaron rodamientos de rodillos cilíndricos, teniendo a consideración las cargas producidas en las diferentes velocidades. Basados en las fuerzas producidas por la primera velocidad, se seleccionó del catálogo d la SKF el siguiente rodamiento de hilera de rodillos cilíndricos, tomado de la página 532 para los engranajes del eje de salida: 65

119

CONCLUSIONES 

Se determinó dejar un espacio de 1 cm a cada extremo del eje para permitir la lubricación y ensamble del sistema.



Se logró observar que los torques y momentos generados por las fuerzas de los engranajes son semejantes y opuestos entre sí.



Se demostró que la relación entre fuerza tangencial y velocidad de los engranajes es inversamente proporcional.



Es evidente que la segunda velocidad es la que determinó la dimensión del eje, pues esta resultó ser la más crítica por análisis de deformación por integrales.



La elección de rodamientos se hizo con base a que ninguno de ellos era de empuje axial.

120

BIBLIOGRAFÍA   

William H. Crouse, 1980, “Automotive Mechanics”, McGraw-Hill, pp.468-484. J. Jesús Cervantes Sánchez, 1995, “Apuntes de Análisis y Síntesis de Mecanismos”, Universidad de Guanajuato, pp. 6 – 29, 59 – 74. William H. Crouse, 1995, “Transmisión y caja de cambios del automóvil”, Alfaomega-Marcombo, pp. 48 – 71.

WEBGRAFÍA 

http://jeroitim.blogspot.com/2013/06/sistema-de-transmision-en-vehiculos.html



http://www.eltartawarnes.com.ar/cajas-de-cambios.htm



http://3.bp.blogspot.com/w3CHF9_xgRo/T_MlnMOpc6I/AAAAAAAAADM/weKOwXyZ45A/s1600/DESPI ECE+DE+UNA+CAJA+DE+CAMBIOS+DE+TRES+EJES.jpg



http://2.bp.blogspot.com/0E72boIJ6bE/Uat4ZindRmI/AAAAAAAADIw/GIXFmNxQOS8/s1600/secci%C3 %B3n+esquema+caja+de+cambios+3+ejes.jpg



http://www.aficionadosalamecanica.com/images-cajacambios/sincronizador.jpg



https://www.youtube.com/watch?v=uHfG9QBjMqw



http://es.scribd.com/doc/53553037/Caja-de-Cambios-Mecanica

121

ANEXO El programa usado para los cálculos fue EES, con las siguientes ecuaciones:

Resultados:

122

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