INSTITUTO POLITECNICO NACIONAL ESCUELA SUPERIOR DE INGENIERIA MECANICA Y ELECTRICA

UNIDAD PROFESIONAL AZCAPOTZALCO

“DISEÑO MECÁNICO DE UNA TRANSMISIÓN CVT MEDIA TOROIDAL”

  

   

T E S I S

Que para obtener el titulo de:

INGENIERO MECÁNICO

PRESENTA:

DAVID RODOLFO ESQUIVEL TAPIA

ASESORES:

ING. JOSÉ LUIS MORA RODRÍGUEZ ING. MARIO ANTONIO RAMÍREZ FLORES

MEXICO, D.F. 2008

, INSTITUTO POLITECNICO NACIONAL

ESCUELA SUI>ERIOR DE INGENIERÍA MECÁNICA Y ELÉCTRICA UNIDAD PROFESIONAL AZCAPOTZALCO

TESIS CURRICULAR

QUE PARA OBTENER El TíTULO DE INGENIERO MECÁNICO DEBERÁ DESARROllAR EL C. DAVID RODOLFO ESQUIVEL TAPIA

"DISEÑO MECÁNICO DE UNA TRANSMISiÓN CVT MEDIA TOROIDAL"

Con el propósito de mejorar la eficiencia en transmisiones automotrices e incrementar la comodidad del usuario. se desarrolla esta transmisión.

EL TEMA COMPRENDERÁ LOS SIGUIENTES PUNTOS:

1. GENERALIDADES SOBRE TRANSMISIONES AUTOMOTRICES. 2. NORMATIVIDAD. 3. DESCRIPCiÓN DE LA TRANSMISiÓN CVT MEDIA TOROIDAL. 4. DISEÑO Y MEMORIA DE CÁLCULO DE LA TRANSMISiÓN. 5. PLANOS Y ESPECIFICACIONES.

México, D.F. a 25 de Septiembre del 2008.

ING. JOSÉ L

ING. JORGE GÓMEZ VILLARREAL

NOTA: Se sugiere utilizar el Sistema Internacional de Unidades. AT-240/2008

P.S. 04-08 ¡",vi' ./"JGV/MACM/al~

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• Objetivo.---------------------------------------------------------------------------------------4

• Justificación.--------------------------------------------------------------------------------4

• Introducción.--------------------------------------------------------------------------------5

• Capítulo I:“Generalidades Sobre Transmisiones Automotrices”.---------6 1.1- Transmisión mecánica rígida (engranajes).-----------------------------------------7

• 1.1.1-Finalidad de la caja de cambio.--------------------------------------------------8

• 1.1.2-Caja de cambio manual.-----------------------------------------------------------8

• 1.1.3-Transmision automática.---------------------------------------------------------9

• 1.1.4-Transmision sin árbol.------------------------------------------------------------10

• 1.1.5-Puente trasero.---------------------------------------------------------------------10

• 1.1.6-Juntas universales.----------------------------------------------------------------11

1.2-El sistema multitronic.--------------------------------------------------------------------12

• 1.2.1-El nuevo variador para cadena de laminas.--------------------------------16

• 1.2.2-El embrague de discos múltiples.---------------------------------------------20

• 1.2.3-La hidráulica ejerce verdaderamente presión.-----------------------------21

• 1.2.4-La electrónica reconoce al conductor y su entorno—--------------------23

• 1.2.5-Programa dinámico de regulación DRP-------------------------------------25

• 1.2.6-Ligero y reciclable-----------------------------------------------------------------27

• Capítulo II: “Normatividad”.---------------------------------------------------------28 2.1-Introducción.--------------------------------------------------------------------------------29

2.2-Norma SAE.--------------------------------------------------------------------------------29

• 2.1.1-SAE documentos técnicos No.970973---------------------------------------30

• 2.1.2-SAE documentos técnicos No.971965---------------------------------------30

• 2.1.3-SAE standards---------------------------------------------------------------------31

• 2.1.4-SAE documentos técnicos No.2004-01-1634------------------------------31

2.2-Normas ASTM.----------------------------------------------------------------------------32

• 2.2.1-Norma ASTM activa:WK4651--------------------------------------------------32

3 

 

2.3-Normas ISO.--------------------------------------------------------------------------------32

• 2.3.1-Norma ISO 154-1977-------------------------------------------------------------36

• 2.3.2-Norma ISO 6336-1----------------------------------------------------------------37

• 2.3.3-Norma ISO/DIS 14635-1---------------------------------------------------------38

• 2.3.4-Norma ISO/TC 60 N609 (E).----------------------------------------------------38

• Capítulo III:“Descripción de la Transmisión CVT Media Toroidal”.-----39 3.1-Introducción.--------------------------------------------------------------------------------40

• Capítulo IV:“Diseño y Memoria de Cálculo de la Transmisión”.---------47 4.1-Primeras consideraciones de calculo.-----------------------------------------------48

4.2-Cálculo del primer arreglo de cadena.-----------------------------------------------50

4.3-Cálculo del primer eje.-------------------------------------------------------------------60

4.4-Cálculo del segundo arreglo de cadena.--------------------------------------------64

4.5-Cálculo del segundo eje.----------------------------------------------------------------76

4.6-Cálculo de los componentes de la CVT.--------------------------------------------79

• Capítulo V: “Planos y Especificaciones”.----------------------------------------83

5.1-Plano de la transmisión CVT.-----------------------------------------------------84 5.2-Arreglo de cadenas 1 y 2 de la trasmisión.------------------------------------85 5.3-lista de partes.------------------------------------------------------------------------86

• Conclusiones.-----------------------------------------------------------------------------87

• Bibliografía.--------------------------------------------------------------------------------88

4 

 

“DISEÑO MECÁNICO DE UNA TRANSMISIÓN TIPO CVT MEDIA TOROIDAL”

• Objetivo:

Se planea realizar el cálculo geométrico y diseño mecánico de una transmisión CVT

(Countinuously Variable Transmissions), para implementarlo en un automóvil todo-terreno

para una persona con un peso aproximado de 300 kg; el cual debe ser capaz de alcanzar

una velocidad de 50 a 60 km/h además de tener la fuerza necesaria para subir una

pendiente de 30° de inclinación.

• Justificación:

El ser humano siempre se ha dado a la terea de perfeccionar lo que hace, así como

buscar nuevos caminos para facilitar y mejorar la calidad humana, investigando e

innovando, con avances tecnológicos. En esta ocasión se pretende diseñar

satisfactoriamente una transmisión para un automóvil todo-terreno que mejore el

rendimiento del carro. Se ha investigado por aproximadamente 65 años sobre una

transmisión CVT (Countinuously Variable Transmissions) media toroidal, la cual, con

ayuda de los avances tecnológicos, por fin se ha podido implementar en automóviles

actuales; dicha transmisión es capaz de trabajar con un 95% de eficiencia, lo que significa

un notable mejora ya que las transmisiones convencionales mecánicas trabajan con un 65

a 75% y las automáticas llegan hasta un máximo de 85% de eficiencia.

5 

 

• Introducción.

Una transmisión es un mecanismo que como su nombre lo indica transmite

movimiento y potencia, desde el lugar donde se genera esta, ya sea un motor eléctrico o

de combustión interna, hasta el lugar donde se requiere ocupar, la cual es una máquina

conducida que puede ser, un ventilador, un molino, una bomba o hacia las llantas de un

automóvil.

Existen diferentes tipos de transmisiones y se clasifican en dos que son flexibles y

rígidas:

• Las transmisiones flexibles son: las de bandas y poleas, CVT de polea (como las

que utilizan algunos Go-Cars) las de cadenas con catarinas y las de cables.

• Las transmisiones rígidas son las de engranes, CVT full-Toroidal, CVT half-

toroidal.

Por largo tiempo, han habido grandes expectativas acerca de la aplicación

satisfactoria de la CVT toroidal para automóviles. Hasta ahora, se han hecho muchos

estudios. Hay dos tipos de CVT toroidal: la CVT media toroidal y la CVT toroidal completa.

Sin embargo otro tipo de transmisiones, las cuales hoy en día se utilizan en los

automóviles que vemos en la calle; las cuales son en su mayoría las transmisiones

mecánicas de engranes y es así por que son más baratas y menos complejas; después

siguen las transmisiones automáticas, las cuales son un poco más complejas además de

llevar diferentes aditamentos extras como un gobernador y un convertidor que transforma

la energía hidráulica en mecánica para su funcionamiento.

6 

 

Capítulo I:

“Generalidades Sobre

Transmisiones Automotrices”.

7 

 

1.1-TRANSMISIÓN MECÁNICA RÍGIDA (ENGRANAJES).

Hoy en día es una de las transmisiones más usadas en la industria automotriz y

por mucho tiempo había sido la única, hasta que comenzaron a salir las transmisiones

automáticas.

Estas son un tipo de transmisión barata y relativamente sencilla; las cuales están

constituidas por un mecanismo que comprende engranes rectos y van haciéndose

helicoidales como se muestra un ejemplo en la fig 1.1; conforme la velocidad va en

aumento.

La transmisión adapta la potencia del motor a las necesidades de las ruedas

motrices. En un automóvil convencional, con motor delantero, la transmisión empieza en

el volante de inercia en el motor y continúa a través del embrague, caja de cambio, árbol

de transmisión y diferencial hasta las ruedas traseras.

Los coches con motor delantero y tracción delantera, o con motor trasero y

tracción trasera, no necesitan árbol de transmisión; la fuerza se transmite a través de los

ejes de transmisión cortos. El embrague, situado entre el volante de inercia y la caja de

cambio, permite desconectar el motor de la transmisión para liberarla del par motor antes

de cambiar de velocidad.

Fig:1.1 Ejemplo de engranes Helicoidales

8 

 

1.1.1-Finalidad de la caja de cambio.

Cuando se quiere arrancar el coche, o cuando éste tiene que escalar una

pendiente, necesitará un par motriz mayor que cuando rueda por una carretera llana. La

caja de velocidades permite al motor suministrar en todo momento a las ruedas el

esfuerzo de tracción necesario, cualesquiera que sean las condiciones de marcha del

coche. En efecto, cuanto más rápidamente gira el cigüeñal con respecto a las ruedas

motrices mayor es la fuerza útil para mover el coche, pero la velocidad de éste se

disminuye en la misma proporción. Se utilizan varios piñones que proporcionan una

amplia gama de relaciones de velocidad entre el motor y las ruedas.

La transmisión final, o conjunto del puente trasero, comprende un dispositivo

diferencial que permite a las ruedas motrices girar a diferente velocidad. Cuando un coche

dobla una esquina, la rueda exterior tiene que girar más de prisa que la interior. Este

hecho no crea ningún problema en las ruedas no motrices, pero exige el empleo de

diferencial en las motrices.

1.1.2-Caja de Cambio Manual (Fig. 1.2).

Al mover la palanca del cambio se acoplan un par de piñones obteniéndose la

relación más adecuada entre el régimen de revoluciones del motor y el de las ruedas.

Suelen existir tres o cuatro velocidades, además de la marcha atrás y el punto muerto.

Este último desconecta la caja de cambio del embrague.

Fig:1.2 Caja Manual de Cambio de Velocidade.

9 

 

1.1.3-Transmisión automática (Fig. 1.3).

La mayoría de los automóviles tienen un embrague accionado por un pedal y una

palanca manual para cambiar de velocidad. Pero el hecho de desembragar repetidas

veces puede resultar fatigoso. El cambio de velocidades manual, incluso con los

conductores más avanzados, se traduce en desgaste del embrague y de los mecanismos

de la caja de cambio.

Existen otros sistemas: la transmisión semiautomática y la transmisión totalmente

automática. Con la primera, el conductor solo tiene que seleccionar las velocidades; sin

embargo actúa automáticamente. En la segunda modalidad las relaciones de cambio se

seleccionan automáticamente a través de un mecanismo de control que actúa de acuerdo

con la velocidad del automóvil y el uso del pedal del acelerador.

Fig:1.3 Caja Automática de velocidades donde se puede apreciar el Transformador

10 

 

1.1.4-Transmisión sin árbol.

Además de la disposición convencional de motor delantero y tracción trasera,

existen otras en las que el motor y la transmisión van instaladas en el mismo eje del

coche. Así se elimina la necesidad de árbol, pues el motor va directamente al conjunto

caja-puente.

Este grupo puede montarse paralelo o perpendicular al eje del coche y acoplarse a

las ruedas delanteras o a las traseras. Cuando el motor es perpendicular al eje del

vehículo no es preciso el engranaje de ángulo o grupo cónico, ya que todos los ejes son

paralelos a los ejes de las ruedas.

El conjunto del diferencial está incorporado o unido a la caja de cambios, que a su

vez está fijada al chasis. En consecuencia, al circular por carreteras de piso irregular, las

ruedas presentarán un movimiento relativo respecto a la caja. Para poder absorber este

movimiento vertical, los semiejes de transmisión tienen juntas universales en las salidas

del diferencial.

Todos los coches de tracción delantera y algunos de tracción trasera también

montan juntas universales en el extremo de los semiejes correspondientes a las ruedas.

1.1.5-Puente Trasero.

Las revoluciones del árbol de transmisión sufren una reducción final de acuerdo

con las necesidades de las ruedas. Esto se consigue con un mecanismo que recibe el

nombre de grupo cónico, compuesto de una corona y un piñón de ataque. Asociado a la

corona se halla el diferencial, que es un conjunto de piñones cónicos que permiten que los

semiejes giren a diferente velocidad cuando el coche toma una curva, como lo muestra la

fig. 1.4.

11 

 

Fig:1.4 Diferencial

1.1.6-Juntas Universales.

El puente trasero se desplaza verticalmente cuando el coche circula por un terreno

irregular. En consecuencia el ángulo del árbol de la transmisión y la distancia entre la caja

de cambio y el puente trasero cambian continuamente. La flexibilidad de cada extremo del

árbol se asegura mediante las juntas universales. Fig. 1.5

12 

 

Fig:1.5 Juntas universales

Como ejemplo de otro tipo de transmisión, que actualmente están saliendo al

mercado como innovación en transmisiones automotrices, es el de cambio Muititronic que

ocupa el Audi S4 el cual no tiene mucho tiempo que salió al mercado y es similar al del

Caliber de la Dodge.

1.2-El sistema Multitronic.

El sistema Multitronic es una transmisión de variación contínua que erradica las

desventajas tradicionales de este grupo mecánico y aprovecha las ventajas de este

sistema para conseguir una estrategia óptima de cambio. Con el sistema multitronic, la

ganancia en confort no está relacionada con una pérdida dinámica ni con un aumento del

consumo.

Fig:1.6 Palanca de velocidades del Audi S4.

13 

 

Cualquier modelo Audi con éste sistema acelera mejor, consume menos y ofrece

un mayor confort que todos los cambios automáticos tradicionales debido a que sus

variaciones de desmultiplicación tienen lugar de forma continua y absolutamente exentas

de sacudidas.

El multitronic de Audi se diferencia de los sistemas de transmisión CVT

(Continuously Variable Transmission, transmisión de variación continua) ofertados en el

mercado a través de numerosas modificaciones, mejoras y aportaciones propias. De este

modo, los ingenieros de Audi han adaptado el variador de la transmisión CVT gracias a un

nuevo elemento de transmisión, la llamada cadena de láminas, a las grandes fuerzas y

potencia del motor de seis cilindros con su par máximo de 280 Nm. Con esta medida han

conseguido poner a un nivel significativamente más alto la utilización de una transmisión

CVT. El nuevo variador sobrepasa en polivalencia a todos los tipos de cambio automático

tradicionales, al ampliar a 6 el factor entre la desmultiplicación máxima y mínima. Gracias

a la mayor desmultiplicación disponible el variador facilita, por ejemplo, la arrancada y

hace posible el que se pueda prescindir de un convertidor de par hidráulico.

En lugar del convertidor de par, Audi utiliza un embrague de discos múltiples

refrigerados por aceite evitando no solamente las típicas pérdidas de rendimiento del

convertidor de par sino posibilitando también diferentes estrategias de arrancada. Dichas

estrategias son seleccionadas por la gestión electrónica dependiendo de los deseos del

conductor que, por otro lado, se identifican por medio del movimiento del pedal del

acelerador. Además, el embrague de discos múltiples, gestionado electrónicamente, hace

posible que la transmisión muestre un comportamiento homogéneo y cómodo (función

deslizante).

14 

 

Fig:1.7 Corte de la caja de trasmisión CVT del Audi S4

Con la hidráulica optimizada los ingenieros de Audi se aseguran que las

conexiones de velocidades se efectúen de un modo altamente dinámico sin efectos

retardados. Entre estos efectos propios de la transmisión CVT tradicional se cuenta la

desventaja criticada en el pasado del "efecto resbalamiento" o "síndrome de fricción del

embrague". Además, la hidráulica ha sido diseñada basándose en un principio de doble

émbolo en el variador y a través del reparto del caudal de aceite en un circuito de alta

presión y otro de refrigeración, de tal modo que necesita una potencia de bombeo

claramente inferior con respecto a la hidráulica convencional. De este modo, se ve

mejorado significativamente el grado de efectividad de la transmisión y, con ello, las

posibles prestaciones de marcha.

Los procesos de regulación del sistema electrónico, en parte totalmente nuevos,

contribuyen a eliminar las desventajas de las transmisiones CVT habituales hasta la

fecha. La gestión electrónica evita el ya mencionado "efecto resbalamiento", al efectuar

una adaptación progresiva de las revoluciones del motor, lo que conduce a un

comportamiento dinámico con la sonoridad habitual.

La electrónica trabaja, además, también con un sistema de reconocimiento del

conductor y del entorno, el "programa dinámico de regulación DRP". Dependiendo de los

movimientos del pedal del acelerador, este sistema deduce si el conductor desea conducir

de forma deportiva o económica.

15 

 

Fig:1.8 Prototipo de CVT donde se muestra el funcionamiento.

En el caso de que el conductor desee conducir de forma económica, la electrónica,

basándose en un campo característico memorizado de ahorro, lleva al régimen del motor

a una desmultiplicación baja (desarrollo largo), ya a partir de una velocidad de 60 km/h.

Si el conductor pisa el acelerador a fondo (kick-down), el sistema electrónico pasa

inmediatamente al campo característico de conducción deportiva y adapta la

desmultiplicación (desarrollo corto), de tal modo que los regímenes de revoluciones altos,

necesarios para conseguir una potencia máxima, se hallan disponibles ya a velocidades

bajas. Si la conducción es normal, el sistema electrónico del motor escoge de entre

ambos extremos la desmultiplicación más favorable en cada caso, además todas las

modificaciones de desmultiplicación se producen, en contraposición con los cambios de

velocidades de una transmisión automática convencional, sin sacudidas y pasando

inadvertidas. El sistema electrónico reconoce también los tramos ascendentes y

descendentes prestando ayuda al conductor a través de la compensación de las cargas o

bien elevando el momento de frenado del motor.

La "guinda" de este sistema electrónico es la "función manual" con la cual se

pueden elegir (sin sacudida alguna) seis niveles fijos de desmultiplicación. Basta con un

breve toque sobre la palanca de selección hacia delante o hacia atrás, o por medio de un

interruptor especial situado en el volante.

16 

 

1.2.1-EL NUEVO VARIADOR PARA CADENA DE LÁMINAS.

Mientras que cada una de las relaciones de cambio de todos los tipos de

transmisión tradicionales, tanto con el cambio manual como también con el automático se

realizan utilizando cinco, seis o más pares de piñones o bien conjuntos planetarios en la

caja del cambio de marchas. En las transmisiones continuas CVT solamente existe un

único y robusto par de poleas con una correa flexible de transmisión que transforma todas

las marchas en infinitas variantes de desmultiplicación como se aprecia en la figura 1.10.

Este componente central recibe el nombre de variador y trabaja con un elemento de

transmisión similar a una correa poly-V. La correa de transmisión aloja en la garganta

cónica unas poleas de diámetro efectivo variable, de tal modo que al combinar los

posibles diámetros de dichas poleas se originan múltiples relaciones de desmultiplicación,

que además pueden variar dentro de un amplio margen. Esta correa es especialmente

importante, ya que transmite la carga total de uno de los ejes de la transmisión al otro y, lo

que es más, sin existir fuerzas de tracción. Tan sólo su fricción sobre las superficies

cónicas de ambas poleas es capaz de transportar la carga. Audi se ha decidido por la

cadena de láminas fig. 1.9 en lugar de por la correa articulada, habitual en las

transmisiones continuas CVT. Dicha cadena está realizada en acero, y a pesar de ello es

casi tan flexible como una correa trapezoidal. La cadena de láminas se ha efectuado de

modo tan robusto que puede transmitir pares de motor más altos y fuerzas más elevadas

que otras correas. Esta cadena se ha mostrado durante los muchos años de pruebas

como extremadamente fiable y tiene garantizada una larga vida.

Fig:1.9 Cadena de Laminas

17 

 

Montada de modo similar como otras cadenas, sólo con varias capas unas junto a

otras y especialmente más robusta, está compuesta por segmentos unidos por pernos en

sus puntos de articulación transversales. Los frontales de los pernos presionan contra las

superficies cónicas de las poleas. La fuerza motriz de la cadena se transmite a los puntos

de apoyo resultantes sobre las poleas del variador. El deslizamiento resultante es tan

reducido que los pernos, durante la vida de la transmisión, tan sólo se desgastan como

máximo de una a dos décimas de milímetro. Esta cadena de láminas ofrece, además, la

ventaja de que su recorrido puede ser inferior al de otras correas articuladas. Incluso al

recorrer el más pequeño diámetro de enlace, posee la facultad de transmitir las fuerzas

máximas y los pares de motor. En ese momento, solamente hay nueve pasadores en

contacto con las superficies interiores de las poleas, pero la presión específica es tan

grande que también en caso de una gran carga no resbalará. Un engranaje consigue la

correspondiente reducción de régimen al comprobarse que el variador muestra su mejor

grado de efectividad siendo accionado con un par de motor grande.

Fig:1.10 Variador

La hidráulica, que trabaja muy complejamente, genera la presión de empuje que

actúa sobre los discos cónicos que forman las poleas. Mientras que, por una parte, ésta

presiona los discos cónicos de forma que se produce una transmisión de fuerza con el

escaso resbalamiento deseado, por otra parte, debe ejercer una presión adicional para

separar entre sí los discos cónicos, modificando de éste modo la relación entre los

diámetros de las poleas y por lo tanto la desmultiplicación final del variador como lo

muestra la fig. 1.11. Por esta causa, los ingenieros de Audi han distribuido desde un

principio la hidráulica de su variador en dos áreas.

18 

 

Fig:1.11 Diagrama del Funcionamiento Hidráulico Para el Trabajo del Variador.

Como se desprende de la distribución de funciones, ésta trabaja sobre ambos

pares de los discos cónicos del variador según el principio de doble émbolo. Mientras que

el émbolo empujador con la mayor superficie operante impide que la cadena de láminas

resbale, el émbolo empujador con la menor superficie ejerce fuerza adicional sobre el

disco correspondiente cuando ha de ser modificada la desmultiplicación. Los sistemas

hidráulicos de ambos pares de discos se pueden relacionar entre sí por medio de la

bomba de aceite y las válvulas de regulación, de modo que solamente se deben

desplazar de una parte a otra, volúmenes reducidos de aceite y únicamente se necesita

aplicar la diferencia de presión correspondiente. Este es el motivo por el cual el variador

Audi reacciona instantáneamente ante cualquier orden de gestión, lo que no sucede en

las transmisiones CVT actuales.

19 

 

Otro nuevo elemento es el responsable de que el variador trabaje de un modo

prácticamente automático. Un sensor de par, que trabaja de modo similar a una válvula de

limitación de presión, se torsiona de tal modo a través del momento variable de entrada

que cierra o abre los taladros de alimentación de la hidráulica.

Así, se genera automáticamente un equilibrio entre el par motor que se transmite y

la fuerza de presión. Este hecho supone un requisito esencial para la reacción

extraordinariamente rápida del variador sobre todas las modificaciones de tracción así

como una prevención ante el aumento inmediato de la presión de empuje, por ejemplo, en

caso de golpes en el tren motriz, convirtiéndose de este modo en un mecanismo de

seguridad ante irregularidades de todo tipo.

Fig:1.12 Funcionalidad y elegancia.

Una ventaja básica del variador en el sistema multitronic es la amplia relación entre

la mayor y la menor desmultiplicación posible en la transmisión (1: 2,1 hasta 1:12,7)

siendo, de este modo, superior a 6, lo cual representa casi un caso ideal para la

transmisión que hasta ahora apenas sobrepasaba un valor de 5.

Gracias a esta característica, por una parte, se puede acelerar de forma deportiva

y dinámica, debido a la mayor desmultiplicación posible y, por otra parte, se puede

aprovechar completamente la menor desmultiplicación para potenciar el ahorro del

combustible.

20 

 

1.2.2-EL EMBRAGUE DE DISCOS MÚLTIPLES.

Audi se ha decidido por el embrague de discos múltiples regulado

electrónicamente y refrigerado por aceite en lugar del convertidor hidráulico de par

utilizado en muchas otras transmisiones continuas CVT (de modo similar a como se utiliza

con los cambios automáticos y, tanto en unos como en los otros, sufre pérdidas de

potencia hasta que se bloquea el convertidor).

A favor de este tipo de embrague encontramos, junto con el mejor grado de

efectividad, la capacidad de posibilitar las características de arranque más diversas. Esto

significa que el embrague de discos múltiples se puede gestionar de tal modo que en caso

de arranques especialmente suaves sobre una calzada resbaladiza son posibles todos los

procesos de arranque pensables y éstos son libremente seleccionables por la electrónica.

Fig:1.13 La Transmisión Ofrece alto Rendimiento en el Manejo

Este embrague reconoce, por ejemplo, dependiendo del movimiento del pedal del

acelerador, si el conductor desea iniciar la marcha pensando en el consumo o en la

deportividad y adapta el régimen del motor de una forma absolutamente suave o bien lo

regula rápidamente en el margen del par de motor más alto. El embrague gestionado

electrónicamente puede realizar incluso un programa de calentamiento para que el

catalizador se caliente con el aumento del régimen dependiendo de la temperatura del

motor en el momento de embragar. Gracias a las posibilidades del tipo de embrague

seleccionado es posible también, por ejemplo, escoger un tipo definido de

21 

 

comportamiento de la transmisión (función de deslizamiento), ya que éste tipo de

comportamiento se valora positivamente en los cambios automáticos con convertidor de

par hidráulico. Pero con la clara diferencia de que el comportamiento de transmisión en el

caso del multitronic permanece siempre igual independientemente de las influencias

exteriores y del estado de funcionamiento. Esto significa que la gestión electrónica

equilibra el juego del embrague, la calidad del forro y el aceite así como las oscilaciones

de temperatura.

Sin embargo, al pisar el pedal de freno, por ejemplo, al detenerse ante un

semáforo se produce una disminución clara del par motor transmitido, hecho que

descarga el motor y reduce el consumo. El conductor lo percibe como una ayuda

importante a la hora de mantener frenado el vehículo.

Dado que el embrague de discos múltiples evita, por una parte, todas las pérdidas

de potencia que se producen en los embragues hidráulicos de otras transmisiones, por

otra parte, no puede servir como convertidor de par de arrancada. Pero este hecho lo

equilibra el variador con su gran amplitud de la banda de relaciones que ofrece junto con

las infinitas variantes de desmultiplicación. Gracias a una mayor desmultiplicación se

reduce el par mínimo del motor para la arrancada. Dado que se aprovecha el mismo y

único variador también para la marcha atrás, un segundo paquete de discos retoma la

función de dicha marcha y un juego de planetarios relacionado con éste invierte el sentido

de giro. El caudal de aceite es el responsable de la refrigeración para asegurar la

capacidad de rendimiento del embrague con los dos paquetes de discos. Dado que el

aceite de refrigeración llega exclusivamente al paquete de discos que esté funcionando

para la marcha adelante o la marcha atrás, trabaja, por lo tanto, experimentando unas

pérdidas de potencia extremadamente reducidas.

1.2.3-LA HIDRÁULICA EJERCE VERDADERAMENTE PRESIÓN.

El grado de eficiencia mecánica ocupaba un lugar primordial en la lista de

requisitos para el diseño de la transmisión y, con ello, sobre todo para la hidráulica, ya que

las investigaciones básicas en ese campo dieron como resultado que las pérdidas

22 

 

hidráulicas son aquellas que pueden empeorar enormemente el grado de eficiencia

mecánica de una transmisión de regulación continua CVT.

Un claro ejemplo es el que proporciona el empuje de los discos cónicos en el

variador. Para descartar con toda seguridad un resbalamiento del elemento de

transmisión, muchas de las transmisiones tradicionales CVT trabajan con una presión

excesiva. Esta fuerza es suministrada por la bomba pero generada en el motor del

vehículo y, por lo tanto, el resultado es un debilitamiento general de potencia. Con el

multitronic el problema se resuelve, como se describe, con el principio dinámico de doble

émbolo, de modo que la presión se genera como diferencia de fuerza. Y una deficiencia

de presión queda excluida con el mencionado sensor de par.

De este modo, el multitronic no posee una única bomba grande sino dos más

pequeñas adaptadas al sistema: Una bomba de engranaje interior produce la presión para

el empuje de los discos cónicos así como la fuerza adicional para variar la transmisión y

una segunda bomba eyectora proporciona a los discos del embrague la cantidad de aceite

necesaria con solamente la presión suficiente para llegar al lugar de la refrigeración. Esta

trabaja según el llamado principio Venturi y toma la cantidad necesaria de aceite por

medio de un eyector conformado especialmente para cumplir dicha función, sin consumir

mucha energía para el aumento de presión.

Fig:1.14 Corte de uno de los Discos del Variador.

23 

 

La bomba de engranaje es comparativamente pequeña ya que solamente debe

desplazar de un lado para otro el pequeño volumen de aceite que se halla en las cámaras

de presión. La presión a la que está sometido dicho aceite va desde 20 bares

(funcionamiento normal) hasta 60 bares (máximo). En general, este sistema de bombas

(que se encuentran premontadas en el cambio próximas a la electrónica de mando)

requiere una potencia que es aproximadamente la mitad de la necesitada

tradicionalmente.

De la compleja electrónica parten las órdenes necesarias, mientras que la

hidráulica tiene la misión de mover todo lo que ayuda a la función de la transmisión, por

ejemplo, el accionamiento del embrague multidisco y la puesta bajo presión del variador

para que la cadena no se escape y, adicionalmente poder desplazar los discos cónicos de

modo que la transmisión pase a un régimen bajo del motor (desarrollo largo) o a uno alto

(desarrollo corto).

1.2.4-LA ELECTRÓNICA RECONOCE AL CONDUCTOR Y SU ENTORNO.

El núcleo electrónico de cambio, que se encuentra en la transmisión como un

componente directamente junto a la hidráulica, es el responsable de accionar rápidamente

un auténtico arsenal de válvulas hidráulicas. Los datos memorizados son la base para su

accionamiento y están a disposición de los procesos, dependiendo de los parámetros

interiores como temperatura de funcionamiento e influencias exteriores, como el

movimiento del pedal del acelerador.

Fig:1.15 El entorno es Reconocido por Medio de la Electrónica.

24 

 

El software memorizado aquí hace realidad una serie de procesos de regulación

en parte completamente nuevos con la ayuda de los cuales se realizan funciones de

transmisión complejas que hasta ahora no existían.

Especialmente esta función es la que distingue principalmente al multitronic de las

transmisiones CVT convencionales. En los cambios CVT tradicionales, primeramente,

ascendía el régimen del motor al acelerar y, solamente después, seguía la respuesta de la

transmisión. Este hecho conducía al principal punto de crítica, el efecto "resbalamiento" o

"fricción del embrague". El multitronic, por el contrario, regula tanto el régimen del motor

como la respuesta del cambio de tal modo que resulta un comportamiento de régimen

similar al de una transmisión automática convencional durante la conducción.

La adaptación progresiva de las revoluciones gestionada electrónicamente se desarrolla en tres fases:

1. Al pisar el pedal del acelerador, el variador cambia a un desarrollo menor

(desarrollo corto). El motor gira espontáneamente a un régimen algo alto, lo que al

contrario a la transmisión automática convencional se lleva a cabo sin sacudidas y de

forma desapercibida. A continuación sigue:

2. La adaptación progresiva de las revoluciones propiamente dicha, con la que el

régimen del motor sigue subiendo de forma continua con una velocidad ascendente según

una estrategia fija.

3. En la última fase, la electrónica de la relación de transmisión realiza

correcciones con objeto de conseguir una prestación óptima de conducción o consumo

según el deseo específico del conductor, que dicha electrónica ha estudiado y

memorizado justo antes de iniciar dicho proceso, basándose en el comportamiento del

conductor.

Si el conductor quita, a continuación, el pie del acelerador, la electrónica cambia en

dirección a un mayor desarrollo (desarrollo largo), lo cual tiene lugar de nuevo de una

forma completamente exenta de sacudidas.

25 

 

Gracias a esta adaptación progresiva de las revoluciones se experimenta la

confortable conducción como algo dinámico e incluso muy deportivo. El hecho más

importante reside en que el multitronic no realiza ninguna modificación de los desarrollos o

de adaptación progresiva de las revoluciones que no sea ocasionada por el conductor a

través de un movimiento del pedal del acelerador.

1.2.5-PROGRAMA DINÁMICO DE REGULACIÓN DRP.

En los últimos años se han impuesto programas autoadaptativos (como el tiptronic

con DSP de Audi) con la exigente transmisión automática que memorizan el deseo del

conductor por medio de los movimientos del pedal del acelerador y lo traducen en una

orden de marcha actual. Exactamente esta técnica es la que aprovecha Audi también con

el multitronic, que puede cambiar desde una marcha mayor a menor y viceversa, mejor

que una transmisión automática (sin sacudidas) cumpliendo las exigencias más diversas.

Esta gestión se basa por lo tanto, en campos característicos completamente diferentes

que representan una forma de conducción especialmente económica o deportiva. La

electrónica selecciona continuamente el punto óptimo que se adapte a la situación de

conducción.

De es te modo, el tipo de funcionamiento Economy (económico), que tiende al

menor consumo posible de combustible, está caracterizado por una gran zona de

utilización con desarrollos largos. Esta zona de desarrollos largos comienza ya a los 60

km/h.

Cuando el conductor pisa el acelerador al máximo (kick-down), la gestión cambia

enseguida al tipo de funcionamiento deportivo, amplia la desmultiplicación y consigue el

régimen alto de revoluciones necesario para desarrollar la potencia máxima. Por ello, el

tipo de funcionamiento deportivo orientado a desarrollar una gran potencia está

caracterizado por una gran zona de utilización con desarrollos cortos.

En todas las situaciones de conducción restantes, la electrónica busca la

desmultiplicación adecuada con motivo de los últimos datos del conductor memorizados

26 

 

así como de la orden de marcha actual y regresa, en cualquier caso, al tipo de

funcionamiento del más favorable consumo cuando el conductor reduzca la presión del

pie sobre el pedal del acelerador.

El reconocimiento del ENTORNO del "programa dinámico de regulación DRP" Así

como el multitronic reconoce el estilo de conducción deseado por el conductor y lo toma

como magnitud interior, este sistema tiene en cuenta factores externos con sus

reacciones, como, por ejemplo, tramos en ascenso, tramos en descenso y utilización de

remolque.

Fig:1.16 Componentes de la Transmisión

Si el conductor, por ejemplo, acelera, de forma continuada, por uno de los tres

motivos mencionados anteriormente, más de lo que sería normal, en una carretera en

línea recta, la electrónica reconoce una carga adicional a ser generada por ella y

reacciona con una elevación del régimen del motor. Esta compensación de carga

automática es experimentada de una forma muy satisfactoria y confortable por el

conductor durante el ascenso o con la conducción con remolque.

Un efecto parecido es el que consigue el multitronic también en los descensos. El

multitronic registra dicho descenso basándose en el hecho de que frente a la conducción

desarrollada en un tramo en línea recta, la potencia del motor exigida es menor y valora

adicionalmente el accionamiento del freno como un deseo del conductor, apoyando la

deceleración del vehículo.

27 

 

El multitronic modifica, basándose en este hecho, la desmultiplicación hacia una

velocidad menor con un mayor régimen (desarrollos cortos) y apoya el frenado con el par

de inercia del motor. Esta desmultiplicación se mantiene mientras el conductor no frene ni

acelere. Así, el vehículo rueda con un desarrollo constante al igual que sucede con una

transmisión manual.

Todo esto funciona también especialmente cuando un remolque dificulta la subida

de un tramo montañoso o acelera durante un descenso. La especial ventaja del multitronic

consiste en el último caso en el hecho de que a diferencia de una transmisión automática

en situación límite entre dos relaciones de cambio, esta no pasa de una relación a otra de

una forma repentina, y, por lo tanto, sin su correspondiente sacudida sino que cambia

progresivamente y decelera de forma cómoda.

1.2.6-LIGERO Y RECICLABLE.

Gracias a la elección del magnesio de gran ligereza para la carcasa de la caja de

cambios, el peso de ésta es de 7 kilogramos inferior al de la caja de acabado en aluminio.

A esta ligereza contribuye además, la hidráulica especialmente compacta. Ésta se monta

en el cambio junto con el mando electrónico, lo que conduce a unas conexiones más

cortas y una mayor fiabilidad.

La nueva transmisión está compuesta en más de un 98,5 % de materiales

reciclables como son el acero, el magnesio, el aluminio, el plástico y el aceite. Con tan

solo un 1,5% de materiales en circuito abierto, el multitronic alcanza también unos

resultados ejemplares en cuando a compatibilidad medio ambiental.

Fig:1.17 Logo del Audi S4.

28 

 

Capítulo II:

“Normatividad”.

29 

 

2.1-INTODUCCIÓN. En la industria nos encontramos con diversas normas las cuales nos ayudan a

saber los materiales que están a nuestra disposición y sus características los cuales

utilizamos para la realización de nuestros mecanismos.

Las normas hacen una enorme contribución en la mayoría de los aspectos en

nuestras vidas, sin embargo la mayoría de ellos no son perceptibles a simple vista. Es

hasta cuando hay ausencia de normas cuando uno se puede dar cuenta de la importancia

de estas.

ISO (International Organization for Standardization) ofrece un sinúmero de normas,

así como son también las DIN (Deutsches Institut fûr Normung), la ASTM (American

Society for Testing and Materials), ANSI (American Nacional Stanrdards Institute), SAE

(Society Automotriz Engineering), etc.

Sin embargo la transmisión presentada en este proyecto, por ser una tecnología

nueva no cuenta con las normas que gobiernan los demás aditamentos, ya que los que

especifican los materiales no son aptas por la razón de que el material utilizado en esta

transmisión es una innovación y por tanto no se puede dar un material en este momento

sino hasta que se realice la memoria de cálculo y con los resultados se podría hacer una

comparación de qué material es el que se ocuparía o se acerca para la utilización y en

base a eso se tendría una comparación de bajo que norma podría entrar esta transmisión.

Bajo esta justificación se procede a aportar información sobre normas establecidas

acerca de engranes, que es la base primordial dentro de las transmisiones de hoy en día,

y que todavía se ocupan en las transmisiones de CVT como la que se presentó en el

ejemplo anterior.

2.2- Normas SAE.

A continuación se muestran en resumen algunas de las normas que publica esta

sociedad:

30 

 

2.2.1-SAE Documentos Técnicos.

Titulo: Medición técnica para los errores de carga en las transmisiones.

Documento Número: 970973

El error de medición en una transmisión es usualmente de cierta forma bajo la

condición donde es aplicada una carga ligera de torque a los engranes a una baja

velocidad. En la práctica, sin embargo, los engranes son integrados en varios sistemas de

diferentes formas y la velocidad de rotación y el torque varían en un amplio rango. Una

minuciosa medida y evaluación del error en las transmisiones de engranes es tan

importante, que debe considerarse altamente requerida.

Nosotros hemos estructurado un instrumento con el cual los errores en las

transmisiones de engranes están considerados a varias velocidades de rotación y torque

además se investigó cómo medir el error de una transmisión de engranes con precisión.

Los modelos de vibración torsional de los sistemas de transmisión en los instrumentos de

medición fueron analizados para la investigación de la generación de errores y se usaron

con un rango de frecuencia entre el primero y el segundo modelo con lo que se garantiza

un eliminación de los efectos de vibración de resonancia del poder del sistema de

transmisión.

Este papel describe el listado de los instrumentos de medición, las razones del

error de medición, el método para minimizar el erros y la forma de utilizar los instrumentos

de medición con algunos ejemplos.

2.2.2-SAE Documentos Técnicos.

Titulo: Método Numérico para Calcular Ruido en Transmisiones de Engranes.

Número del Documento: 971965

Este reporte muestra los métodos que AVL usa para el cálculo del ruido en la caja

de engranes. El análisis de la estructura de la caja de engranes está hecha usando el

método del elemento finito y es por eso que la frecuencia natural es calculada, así como

las vibraciones forzadas.

31 

 

Como resultado del cálculo FE de la fuerza de vibración se tienen las fuerzas

dinámicas de flexión de la flecha en la caja de engranes o en el área de contacto del

diente que esta trabajando. Esas fuerzas son determinadas usando el MBS (Multy-Body

System, Sistema de cuerpos múltiples) software GTDYN, considerando la vibración

torsional así como las axiales y las flexionantes.

Algunos ejemplos de los resultados de los cálculos por la investigación de la

dinámica de los engranes están mostrados en este reporte.

2.2.3- SAE Standards.

Documento Número: J647.

Titulo: Diagramas Esquemáticos de Transmisiones.

Este documento muestra diagramas esquemáticos que ejemplifica los métodos

recomendados por SAE para ilustrar un arreglo de transmisión para un automóvil. Ellos

fueron otorgados para que la industria practicara la normalización y facilitar un claro

entendimiento en la función de la interrelación entre engranes, embragues, la unidad del

convertidor, y otros componentes de la transmisión. Dos o varios diagramas son usados:

Transmisión en neutral y en engrane. Para propósito ilustrativo algunas transmisiones

típicas son mostradas.

2.2.4-SAE Documento Técnico.

Documento Número: 2004-01-1634.

Titulo: Relacion de Cambio en la Transmisión Continuamente Variable (CVT).

Autores: John E. Mahoney-General Motors Corp. (Jubilado)

Joel M. Maguire-General Motors Corp.

Shushan Bai-General Motors Corp.

32 

 

La relación de los mecanismos en el cambio de la transmisión continuamente

variable han sido investigadas. Una analogía del variador de un arreglo de engranes,

comparando un paso con el mecanismos de la transmisión de engranes, análisis de

calculo diferencial, y el paso de ecuaciones de cambio de relación en engranes son

usados. La potencia en las flechas motrices y en las conducidas, y sus pérdidas son

analizadas. Las variaciones de temperatura del mal manejo de esta son consideradas.

2.3- Normas ASTM:

2.3.1-Norma ASTM Activa: WK4651, revisión de la norma D5760-95e1.

Titulo: Manual de Lubricación en Transmisiones de Engranes.

Norma de especificación para el manual de lubricantes en transmisiones de

engranes. Esta norma se realizó para arreglar la norma D5760-95e1; el número que esta

inmediatamente debajo de la designación indica el año de adaptación original o, en el

caso de revisión, el año de la última revisión. Un número en paréntesis indica el año en

que se re-aprobó. El sufijo épsilon (e) indica que la editorial cambio desde la última

revisión o re-aprobación.

2.4- Normas ISO:

En esta parte se explicarán las normas que indican los modulos, los metodos de

cálculos y lubricación de diferentes engranes. Ya que esta información esta disponibre en

la Normateca de ESIME-UA.

ISO (the International Organization for Standardization; Organizacion Internacional

de Normas) es una federación mundial de institutos nacionales de normas (Sucursales

miembros de ISO). El Trabajo de proporcionar normas internacionales es a traves de los

comités técnicos de ISO.

33 

 

2.4.1- Norma ISO 154-1977.

Título: Engranes cilíndricos para ingeniería general e ingeniería pesada – Módulos y

pasos diametrales.

2.4.1.1-Sisntesis y campos de aplicación.

Esta norma internacional muestra los valores de los módulos y pasos diametrales

para engranes helicoidales y en ingenieria general e ingeniería pesada.

2.4.1.2-Definiciones:

• Módulo: Es la relación de paso, expresada en milímetros, para el número π ( o el cociente  

de referencia del diámetro, expresado en milímetros, por el número de dientes). 

• Paso Diametral: Es la relación del número π del paso expresado en pulgadas (o el cociente 

del número de dientes por la referencia del diámetro expresado en pulgadas). 

• Valores: De preferencia deben ser dados para usarse los módulos y los pasos diametrales 

mostrados en  la  columna 1 de  la  tabla.  Los pasos diametrales están mostrados en esta 

norma  internacional  sólo  como  provisionales  básicos;  ellos  serán  borrados  después  del 

periodo necesario para hacer la conversión al sistema métrico. 

 

 

 

 

 

 

 

 

34 

 

    Modulos (m)            Paso Diametral (plg) 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

I  II 

1   

  1.125 

1.25   

  1.375 

1.5   

  1.75 

2   

  2.25 

2.5   

  2.75 

3   

  3.5 

4   

  4.5 

5   

  5.5 

6   

  7 

8   

  9 

10   

  11 

I  II 

20   

  18 

16   

  14 

12   

  11 

10   

  9 

8   

  7 

6   

  5.50 

5   

  4.50 

4   

  3.50 

3   

  2.75 

2.50   

  2.25 

2   

  1.75 

35 

 

Tabla 2.1: Ejemplo de Módulos y Pasos Diametrales más Comunes.

12   

  14 

16   

  18 

20   

  22 

25   

  28 

32   

  36 

40   

  45 

50   

1.50   

   

1.25   

   

1   

  0.875 

0.75   

   

0.625   

   

0.50   

36 

 

2.4.2- Norma ISO 6336-1.

Título: Cálculo de capacidad de carga de engranes rectos y helicoidales.

2.4.2.1-Sistesis:

Esta parte informa sobre un método con el cual los diseños de los diferentes

engranes pueden ser comparados. No se intenta que se cambie la forma en que cada

quien diseña un sistema de engranes. No se intenta que se use por la ingeniería general

pública. En si, está dirigida para el uso de ingenieros experimentados en diseñar

engranes quienes son capaces de seleccionar razonablemente los valores para cada

factor basadas en las formulas de su conocimiento para un diseño similar y con la

conciencia de los efectos de los artículos discutidos.

Lo que se formula en ISO 6336 es un intento de establecer un método

uniformemente aceptable para calcular la menor resistencia y la capacidad de fuerzas de

deflexión de engranes cilíndricos con dientes rectos o helicoidales.

La norma ISO 6336 incluye procesos basados en pruebas de estudios teóricos.

Los rangos de los resultados hechos para seguir son en buenos términos previamente

aceptados por los métodos del cálculos de engranes.

2.4.2.2- Principios Básicos:

2.4.2.2.1- Aplicacion: Referente a 2.3.2.1 para su uso.

2.4.2.2.2- Categoria particular: Resistencia a picarse y los rangos de de fuerzas de

deflexion sistemas para una categoría particular de engranaje cilíndrico puede ser

establecido por una apropiada selección de valores para el factor usado en las formulas

generales.

2.4.2.2.3- Aplicaciones Especificas: Para el diseño de los engranes, lo que es muy

importante para reconocer los requerimientos para los diferentes campos de aplicación

que varían considerablemente. El uso de ISO 6336 procede para aplicaciones

específicas que demanda realidad y conocimiento aplicado y todo a consideraciones

aplicadas, particularmente del:

• Esfuerzos en las aleaciones de material y el número de repeticiones de carga;

37 

 

• Consecuencia de cualquier porcentaje de fallas (rango de falla);

• Apropiado factor de seguridad.

2.4.2.3- Engrane último de potencia en un vehículo: El cual es relativamente de baja

velocidad, el paso del diente es elegido para adecuarlo a la fuerza requerida. Como

consecuencia, los piñones tiene un número más pequeño de dientes (Z1 es más o menos

14), con el cual valor de Z1 que es de 28 podría ser escogido para una alta velocidad de

un engrane de similar tamaño.

La eficiencia computarizada de los engranes en vehículos puede ser baja como

80% a 90%, y en otras aéreas donde se ocupa una alta velocidad como en la industria los

engranes deben de tener al menos 99%.

En general, el material en una alta producción de engranes para vehículos puede

ser más uniforme en calidad que el utilizado en la fabricación de un número pequeño de

estos.

Comparando los diseños aplicados a engranes ha indicado que cerca de 10 000

ciclos, de la carga transmitida desde el motor hasta el ultimo engrane es cerca de cuatro

veces mejor que la transmitida en vehículos aéreos, donde el material, la calidad y el

tamaño del diseño son las mismas.

Para los engranes de baja velocidad en los vehículos los cuales están

predeterminados a una vida relativamente corta (menos de 100 000 ciclos), un número

reducido de deformación plástica y sustancias abrasivas pueden ser toleradas.

Consecuentemente los esfuerzos en la superficie que son permisibles son

sustanciosamente más altas que las que podrían ser permisibles para una vida larga, alta

velocidad de engranes.

2.4.2.4- Lubricación: Los rangos determinados para esa formulación son válidos si los

dientes de los engranes son operados con una lubricación propiamente viscosa y aditivos

para la carga, la velocidad y el final de la superficie y si hay una suficiente cantidad de

lubricante aplicado al diente del engrane y constante lubricación además de mantenerlo

en una operación aceptable de temperatura.

38 

 

2.4.4-Noma ISO/DIS 14635-1.

Título: Pruebas realizadas a la capacidad de carga de aceites.

Esta norma describe el método de prueba para determinar la carga que soporta la

capacidad de aceites lubricantes definido por el daño en la superficie del engrane “marca

de quemadura caliente”. El daño al engrane por “quemadura fría” no está sujeta a esta

prueba.

Altas temperaturas en la superficie durante una presión alta en la misma y

velocidades pueden indicar la ruptura de la película de lubricante. En las bases de esta

hipótesis, una prueba hecha para romper la capa de lubricante bajo definidas condiciones

de temperatura, alta velocidad y un aumento controlado de carga son presentados.

2.4.5-Norma ISO/TC 60 N609 (E).

Título: Cálculo de la vida de servicio baja carga variable.

Este documento concierne el cálculo de vida de servicio (o factores de seguridad

para la vida requerida) sujeto a engranes a fuerzas variables. Las clausulas 4 y 5 dan una

discusión general del sujeto; las clausulas 6 a 8 presenta el método por el cual es

conveniente aplicarlo al diseño.

Para más información se puede consultar cada una de las normas mostradas las

cuales no se pusieron ya que es poco lo que tiene que ver con el proyecto presentado en

esta tesis.

 

 

 

 

 

 

 

 

39 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Capítulo III:

“Descripción de la Transmisión CVT Media Toroidal”.

40 

 

3.1-INTRODUCCIÓN.

La publicación de la patente 197 472 en USA establece que, el escrito mas actual

sobre CVTs, relacionado a la CVT toroide completa es la siguiente. Por su construcción

simple la CVT toroidal completa fue la primera en utilizarse en automóviles en 1900, y

aquellos esquipados con la CVT toroide completa fueron llamados carros de fricción.

Pero, como indica el nombre popular, la CVT toroidal completa trabajaba con un contacto

directo de metal con metal, lo cual ocasionaba una baja durabilidad. Frecuentemente se

tenía que remplazar toda la transmisión obligatoriamente. Como resultado, la transmisión

no fue vista hasta después del año 1915.

Fig. 3.1 Primer prototipo de CVT don de las figuras del 1 al 4 muestran las diferentes

vistas.

41 

 

Por otro lado el prototipo de la CVT media toroidal se mostró en la patente de

Jacob en 1932. Esta en primer instancia fue utilizada en Suecia en fábricas por el año de

1950 y en el año1960, C. E. Kraus, quien trabajaba para Curtis-Wright, propuso una

transmisión CVT media toroidal para aplicaciones militares. Kraus reportó que la media

toroidal era capaz de reducir la pérdida de tracción en la potencia de la transmisión, y eso

se podría aplicar en automóviles. Él contribuyó en un sistema hidráulico capaz de

eventualmente distribuir la fuerza tangencial en los rodamientos de poder y un sistema

que permite un control estable de los cambios de velocidad mecánicamente.

NSK comenzó las investigaciones sobre el manejo de la tracción en la CVT media

toroidal en 1987 y se comercializa exitosamente en Nissan en los motores de los modelos

de Cedric y Gloria en noviembre de 1999; donde los mayores retos que enfrentaron fueron

la fricción en primera instancia y para lograrlo requirieron del desarrollo de un lubricante

que cuando esta estaba bajo presión de alguna carga manifestaba características se

solidificación y al retirarse esta carga cambiaba al estado original, sin embargo no superó

las pruebas, ya que con cierta temperatura el aceite perdía su propiedad de solidificarse

así que mejoraron la fórmula logrando un lubricante llamado DMH2 el cual mantenía sus

propiedad a altas temperaturas; sin embargo en pruebas se demostró que el mecanismo

fallaba y no precisamente por el lubricante, los discos se partían demostrando que el

material presentaba minúsculas impurezas que ocasionaban el problema, y con un

proceso más elaborado de fundición encontraron el material adecuado, con el nuevo

material implementado se descubrieron daños muy grandes nunca presentados a esa

escala en un mecanismo parecido y se llegó a la conclusión de que la fórmula del aceite

dañaba la superficie del material así que nuevamente crearon otro lubricante con lo cual

quedaron superados todos los obstáculos. Hoy en día NISSAN recientemente sacó al

mercado en México el Altima modelo 2007 con una transmisión CVT Extroid de cambios

imperceptibles; es esta en base un arreglo mecánico de la CVT media toroidal, fig. 3.2 y

3.3.

42 

 

Fig. 3.2 Estructura de la caja Media Toroidal CVT

Fig.3.3 Fotografía de los discos y rodamientos de poder de la transmisión CVT media

Toroidal

 

Fig

del m

aprove

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transm

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43 

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es automátic

nado al men

nsmisión CV

motor.

ca

cia

un

del

na

to,

cas

nor

VT

44 

 

El proyecto presentado en este trabajo es el de diseñar una transmisión CVT

media toroidal para que funcione un automóvil con las siguientes características:

• Auto todo terreno monoplaza de 300 kg.

• Motor de 10Hp y 3500 rpm de dos tiempos Marca Briggs & Stratton.

Standard Features:  Briggs & Stratton Model: 205432‐0036 

Caballos de Fuerza  10.0 HP  205400 Series 10.0 h.p. Horizontal Shaft Engine. 

 

Características: 

 

•  Dura‐Bore  cast  iron  cylinder  sleeve  for

                           extended  life

                     • Maintenance‐free Magnetron®  electronic

                           ignition  for  quick,  dependable  starts

                     •  Dual‐Clean  air  cleaner  pleated  paper

                           filter  with  a  foam  pre‐cleaner  ensures

                           maximum  protection  for  extended

                           engine  life

                     •  Overhead  valve  design  (OHV)  for  cooler

Tipo:  Horizontal 

Arranque Eléctrico  No 

Recoil Starter  10:30 clock pos 

Filtro  Si 

Mofle  Si 

Cilindro  Cast Iron 

Cabeza  OHV 

Flange Mtg.  Si 

Arranque  Electrónico 

Throttle Control  Remoto 

Control del Choke  Manual 

Capacidad  del 

Tanque  de 4.0 Qt 

45 

 

Combustible                             operation  and  longer  valve  life

                     •  Buyer  protection  package  provides

                           two‐year  consumer  engine  warranty

 

 

Cargado con Aceite  No 

Filtro de Aceite  No 

Medidor de Aciete  Si 

Sensor de Aceite  No 

Brg. Type  Ball ‐ PTO Side 

Longitud  de  la 

cuerda del Crank 2‐29/32" 

Medida de la flecha 

del Crank 1" 

Reductor  de 

engranes No 

Control de paro  Remoto 

Máximas RPM  3600 

Peso del motor  52 

• Llantas de rin 10 y con todo y neumáticos de aproximadamente 40 cm.

En primera instancia se pretende hacer un arreglo de 2 pares de discos y 2 pares de

rodamientos de poder.

• El diámetro del disco será de 15mm aprox. y el radio de la curvatura de 40mm

aprox.

46 

 

• El diámetro del rodamiento de poder será de 80 mm aprox.

Estos valores de las medidas de los discos y el rodamiento de poder fueron

sacados de las pruebas efectuadas por las investigaciones de NSK.

Se requiere que el auto corra a una velocidad de 65 Km/h además de recorrer

caminos sinuosos y poder subir una pendiente de 30° de inclinación.

La transmisión CVT deberá ser de una relación de 1:2.28 cuando comienza la

marcha y 1:0.44 cuando la velocidad de revoluciones del motor es máxima y con un

arreglo de catarinas de 1:3 cada una, que es como se va a hacer llegar la potencia a

las llantas, dará un resultado de velocidad máxima deseada, ya que es la fuerza

necesaria para superar los obstáculos a los que será sometido un automóvil de este

tipo.

El material con el que se construirá será investigado más minuciosamente

dependiendo de las fuerzas que actúan en el mecanismo; ya que el principal problema

que existía en el implemento de esta transmisión era que ningún metal soportaba las

condiciones de trabajo o bien si las soportaba no trabajaba adecuadamente en la

tracción entre materiales, el material empleado para la transmisión de Nissan, además

del lubricante, son innovaciones de Nissan como se mencionó anteriormente, y por lo

tanto se debe hacer la investigación sobre qué material es más apropiado.

47 

 

Capítulo IV:

“Diseño y Memoria de Cálculo de la Transmisión CVT Media Toroidal”.

48 

 

4.1-PRIMERAS CONSIDERACIONES DE CÁLCULO.

• Primero con los datos ya conocidos acerca de lo que se requiere dentro del

vehículo se tiene que calcular la relación de transmisión en el, para lo que se tiene:

El diámetro de la llanta es de 40 cm; para que el carro corra a una velocidad de 65 km/h

se requiere que la llanta gire a esa velocidad, por tanto

6510001

1 3600 

18.1  ⁄

• Se determinan las revoluciones por minuto

60000 60000  18.1 ⁄ 400

864.21  870 

• Como sabemos el motor entrega una velocidad de 3500 rpm, se tendría en cuenta

el peso del carro que es de 300kg si es que se necesita la potencia, pero como ya

el motor que se tiene es el que se ocupará no es necesario porque se tiene una

potencia de 10 Hp, entonces:

3500 870 

4.03

• Se necesita una relación de velocidad de 4.03; como se menciona las medidas del

disco a 15cm con lo cual se puede calcular el eje o flecha, con un ángulo de 50º de

contacto en los radios del rodamiento de poder, con ello tendremos una relación

de velocidad máxima de 2.28 y una mínima de 0.44; se trabaja con la última para

calcular situaciones criticas. Y los arreglos de catarinas serán de 3

respectivamente como ya se había mencionado serán 2 arreglos, una que va del

motor al eje de la CVT y otra de la CVT a las llantas.

Con las relaciones las velocidades en los ejes serán:

n1=3500 rpm

49 

 

3500 3

1166.67 

1166.67 0.44

2651.523 

2651.523 3

883.84 

n1 = revoluciones del motor.

n2 = revoluciones del primer eje de la CVT.

n3 = revoluciones del segundo eje de la CVT.

n4 = revoluciones del eje de las llantas.

= relación de transmisión de la cadena 1.

= relación de transmisión de la CVT.

= relación de transmisión de la cadena 2.

• Se calcula la nueva velocidad del carrito:

   60000

883.84    40060000

18.51  ⁄

18.51 ⁄1 1000

36001       

66.636 

50 

 

• En seguida se tiene un pequeño esquema de cómo será el arreglo que se

implementara.

3.2-CÁLCULO DEL PRIMER ARREGLO DE CADENA.

Datos:

n1 = 3500 rpm

N= 10 Hp= 7.457 KW

ρ = 3

Cadena de rodillos sujeta a carga pesada y variable

1. Selección del paso y número de dientes en las ruedas según el catálogo de

Renault, de la siguiente gráfica.

Para la cual se ingresa horizontalmente con el valor de la potencia de diseño y

verticalmente con la velocidad del piñón que son los siguientes:

N=10 Hp = 7.457 KW

n1 = 3500 rpm

Motor

Primer arreglo de catarinas 

CVT  Segundo arreglo  de catarinas 

Llantas 

51 

 

Se recomienda un paso 12.70 mm para una velocidad de piñón de 3500 rpm, con estos

datos nos referimos al catalogo de Martí donde encontramos las catarinas siguientes en la

pagina E28.

z1= 12 y z2= 36 con un paso de 12.70mm

3500 rpm 

7.5KW 

52 

 

Con ayuda de la siguiente tabla, que muestra la norma ISO que indica las

dimensiones de la cadena, se selecciona la cadena que soporte las fuerzas y coincidan

con los datos encontrados anteriormente.

Tabla4.1– Dimensiones de las cadenas de rodillos según Norma ISO 606

Denominación

ISO

paso Diámetro

de rodillo

mm

Ancho

interior

mm

Paso

transversal

mm

Diámetro

de

pasador

mm

Altura

de la

placa

interior

mm

Área

resistiva

mm2 *

Masa

lineal

kg/m *mm pulgada

05B 8 5 3 5,64 2,31 7,11 11 0,18

06B 9,525 3/8 6,35 5,72 10,24 3,28 8,26 28 0,41

08A 12,7 1/2 7,92 7,85 14,38 3,98 12,07 44 0,60

08B 12,7 1/2 8,51 7,75 13,92 4,45 11,81 50 0,70

081 12,7 1/2 7,75 3,3 - 3,66 9,91 21 0,28

083 12,7 1/2 7,75 4,88 - 4,09 10,3 29 0,44

084 12,7 1/2 7,75 4,88 - 4,09 11,15 36 0,59

085 12,7 1/2 7,77 6,25 - 3,58 9,91 - -

10A 15,875 5/8 10,16 9,4 18,11 5,09 15,09 70 1,00

10B 15,875 5/8 10,16 9,65 16,59 5,08 14,73 67 0,95

12A 19,05 3/4 11,91 12,57 22,78 5,96 18,08 105 1,50

12B 19,05 3/4 12,07 11,68 19,46 5,72 16,13 89 1,25

16A 25,4 1 15,88 15,75 29,29 7,94 24,13 178 2,60

16B 25,4 1 15,88 17,02 31,88 8,28 21,08 210 2,70

20A 31,75 1¼ 19,05 18,9 35,76 9,54 30,18 261 3,70

20B 31,75 1¼ 19,05 19,56 36,45 10,19 26,42 296 3,60

24A 38,1 1½ 22,23 25,22 45,44 11,11 36,20 392 5,50

24B 38,1 1½ 25,4 25,4 48,36 14,63 33,40 554 6,70

28A 44,45 1¾ 25,4 25,22 48,87 12,71 42,24 470 7,50

28B 44,45 1¾ 27,94 30,99 59,56 15,9 37,08 739 8,60

                                                            * No declarado en ISO 606-1994. Valor tomado del catalogo técnico de Arnold & Stolzenberg (firma

perteneciente a la Corporación Renold). ¨Roller Chains ¨, Einbeck, 1991.

53 

 

32A 50,8 2 28,58 31,55 58,55 14,29 48,26 642 9,70

32B 50,8 2 29,21 30,99 58,55 17,81 42,29 810 9,50

36A 57,15 2¼ 35,71 35,48 65,84 17,46 54,31 875+ 13,28+

40A 63,5 2½ 39,68 37,85 71,55 19,85 60,33 1085 15,80

40B 63,5 2½ 39,37 38,1 72,29 22,89 52,96 1275 15,10

48A 76,2 3 47,63 47,35 87,83 23,81 72,39 1610+ 24,00+

48B 76,2 3 48,26 45,72 91,21 29,24 63,88 2058 25,00

Nota: El área resistiva y la masa lineal de las cadenas con múltiples hileras de rodillos

pueden ser calculados multiplicando el valor de una cadena simple por la cantidad de

hileras.

La siguiente tabla muestra las fuerzas que comprenda la cadena seleccionada

Tabla 4.2 – Fuerza para control de longitud de cadena y de carga límite de tracción (ISO

606).

Denominación

ISO

paso Fuerza para control de

longitud N

Carga límite de tracción kN

mm pulgada Simple

hilera

Doble

hileras

Triple

hileras

Simple

hilera

Doble

hileras

Triple

hileras

05B 8 50 100 150 4,4 7,8 11,1

06B 9,525 3/8 70 140 210 8,9 16,9 24,9

08A 12,7 1/2 120 250 370 13,8 27,6 41,4

08B 12,7 1/2 120 250 370 17,8 31,1 44,5

081 12,7 1/2 125 - - 8 - -

083 12,7 1/2 125 - - 11,6 - -

084 12,7 1/2 125 - - 15,6 - -

085 12,7 1/2 125 - - 6,7 - -

10A 15,875 5/8 200 390 590 21,8 43,6 65,4

10B 15,875 5/8 200 390 590 22,2 44,5 66,7

12A 19,05 3/4 280 560 840 31,1 62,3 93,4

                                                            + No declarado en ISO 606-1994. Tomado del catalogo técnico de YUK. ¨Cadenas YUK¨, Valencia, 1994.

54 

 

12B 19,05 3/4 280 560 840 28,9 57,8 86,7

16A 25,4 1 500 1000 1490 55,6 111,2 166,8

16B 25,4 1 500 1000 1490 60 106 160

20A 31,75 1¼ 780 1560 2340 86,7 173,5 260,2

20B 31,75 1¼ 780 1560 2340 95 170 250

24A 38,1 1½ 1110 2220 3340 124,6 249,1 373,7

24B 38,1 1½ 1110 2220 3340 160 280 425

28A 44,45 1¾ 1510 3020 4540 169 338,1 507,1

28B 44,45 1¾ 1510 3020 4540 200 360 530

32A 50,8 2 2000 4000 6010 222,4 444,8 667,2

32B 50,8 2 2000 4000 6010 250 450 670

36A 57,15 2¼ 2670 5340 8010 280,2 560,5 840,7

40A 63,5 2½ 3110 6230 9340 347 693,9 1040,9

40B 63,5 2½ 3110 6230 9340 355 630 950

48A 76,2 3 4450 8900 13340 500,4 1000,8 1501,3

48B 76,2 3 4450 8900 13340 560 1000 1500

Nota demostrativa. Para una cadena nueva 32B – 2 con 49 eslabones:

La fuerza de control es de 4000 N

La longitud nominal = 50,8 x 49 = 2489,2 mm

La longitud mínima = 2489,2 mm

La longitud máxima = 2489,2 x 1,0015 = 2492,9 mm (según ISO 603)

Con lo tabla se hace la selección de una cadena ISO 08A con los siguientes datos:

- Dr = 7.92 mm

- ρ = 0.6

- FRT = 13800 N

• Velocidad de cadena.

· ·60000

3500  12.7 1260000

8.89  ⁄

55 

 

• Tipo de lubricación:

Se verifica el tipo de lubricación con la denominación ISO de la cadena y la velocidad de

la misma con la siguiente grafica.

Podemos observar que el tipo de lubricación será por Aceite a Presión.

• Presión admisible a la articulación.

Para

ISO 12

Para z1 = 12 fz, u = 3

38.5 0.5 3500 8.92   

 

• Coeficiente de explotación.

38.5 0.5 ·  

56 

 

· · · ·  

- f1: Factor por aplicación de carga.

f1 = 1.7 según la siguiente tabla.

Tabla4.3 Máquina motriz de combustión interna con menos de 6 cilindros con choques

fuertes, y cargas no uniformes.

Trabajo característico de la

máquina movida Trabajo de la máquina motriz

Uniforme :

Motores eléctricos,

turbinas de gas,

motores de

combustión interna

con acoplamiento

hidráulico.

Choques leves :

motores

eléctricos

sometidos a

frecuentes

arranques,

motores de

combustión

interna con seis

o más cilíndricos.

choques

moderados:

motores de

combustión

interna con

menos de seis

cilíndricos con

acoplamientos

mecánicos..

Movimiento uniforme: bombas

y compresores centrífugos,

impresoras, transportadores

de banda uniformemente

cargados, agitadores y

mezcladores de líquidos,

secadores rotatorios,

ventiladores.

1,00 1,10 1,30

Choques moderados: bombas

y compresores con tres o más

cilindros, mezcladoras de

concreto, transportadores de

banda no cargados

1,40 1,50 1,70

57 

 

Trabajo característico de la

máquina movida Trabajo de la máquina motriz

Uniforme :

Motores eléctricos,

turbinas de gas,

motores de

combustión interna

con acoplamiento

hidráulico.

Choques leves :

motores

eléctricos

sometidos a

frecuentes

arranques,

motores de

combustión

interna con seis

o más cilíndricos.

choques

moderados:

motores de

combustión

interna con

menos de seis

cilíndricos con

acoplamientos

mecánicos..

uniformemente, agitadores y

mezcladores de sólidos.

Choques fuertes:

excavadoras, molinos de

bolas, máquinas para el

procesado de gomas,

prensas, cizallas, bombas y

compresores con uno o dos

cilindros.

1,80 1,90 2,10

- f2: Factor por distancia entre centros

  :  40

- f3: Factor por número de dientes.

Para z1 = 12; f3 = 1.46

  a 

a = 40 p = 40(12.7mm)= 508 mm Para esta condición f2 = 1  Tabla4.4‐ Factor de distancia entre centros según la relación. 

a/p 20 40 60 80 160

f2 1.18 1.0 0.91

0.87 0.69

58 

 

Por ser el inmediato superior.

Tabla 4.5-Valores de f3 para z1 = 20 dientes (Renold, Jwis y DIN 8195-771)

z1 11 13 15 17 19 21 23 25 30

f3 1.72 1.46 1.27 1.12 1 0.91 0.83 0.76 0.6

- f4: Factor por lubricación.

Aceptando un valor considerado intermedio entre lubricación adecuada y

lubricación inadecuada con una velocidad de 8.89 m/s.

f4= 1

Valores del factor f4 en dependencia del sistema de lubricación y la velocidad de la

cadena.

Tabla 4.6- Valores según lubricación.

Lubricación Velocidad de la cadena (m/s)

< 4 4 - 7 > 7

Adecuada (según recomendaciones) 1.0 1.0 1.0

Inadecuada pero sin lubricante

contaminado

1.4 2.5 inaceptable

Inadecuada con lubricante inadecuado 2.5 4.0 inaceptable

Sin lubricación 5.0 inaceptable

-f5: Factor de razón de transmisión.

f5 = 1; para u = 3

Por ser el inmediato superior.                                                             

59 

 

Tabla 4.7- Valores según razón de transmisión

u = z2 / z1 1 2 3 5 7

f5 1,22 1,08 1 0,92 0,86

Evaluando:

· · · · 1.7 1 1.46 1 1

2.482

• Calcular la fuerza útil.

1000 · 1000 7.457 8.89  ⁄ 838.81 

• Se calcula el tiempo de vida del sistema con el arreglo propuesto.

Duración de la cadena para un desgaste del 3%

4350∆ % · · · √

··

··

· ·

mr = 1 ya que es una hilera

∆ % 3

1.2        .

1 11.2

0.83;        

43503 · 1.2 · 0.83 · √12838.81 · 2.48244 · 1

·36 · 508

12 · 12.7 · 8.89 ⁄

2265.73 

60 

 

T2 T1 

r 

Fn 

• Se calcula la longitud de la cadena y para ello calculamos el numero de eslabones.

22

2 

12 362

2 50812.7

36 122 

12.7508

104.365 105 

  105 12.7 1333.5  

 

3.3-CÁLCULO DEL PRIMER EJE.

Con las fuerza de diseño que se tiene se calcula el momento torsionante que es la fuerza

que va actuar en nuestro sistemas de catarinas que va a ser el que nos sirva para el

calculo de los ejes además de las fuerzas que actúa en la CVT media toroide.

63025  63025  10 3500

180.07  ·

Ese momento es el que será utilizado para analizar con qué fuerza llega al eje siguiente

dependiendo del diámetro de la Catarina.

• Se procede a calcular las fuerzas que afectan al sistema para su diseño.

Se tienen los siguientes modelos matemáticos para su cálculo.

ηcadena = 97%

N = 10 Hp

Por definición 3 3

rcatrina = 3.01”

3

22 

180.07 ·2 3.01

29.912 

3 3 29.912 89.736 

61 

 

Ft r 

Fn 

89.736 29.912 119.648 

180.07 ·3.01

59.824 

• Luego se calcula la fuerza normal y la tangencial que actúan en el disco de la CVT

que se encuentra en este mismo eje como sabemos el disco medirá 15 cm

Fig. 4.1 Diagrama que muestra las variable a calcular de la CVT.

Como se puede apreciar en el gráfico el contacto que se tiene entre el rodamiento de

poder y el de los discos no es hasta la punta sino es un poco antes, pero para

consideraciones de diseño del eje en que va a ser instalado se propondrá que la fuerza

actúa hasta el último punto posible es decir que el radio se tomará de 7.5 cm lo cual

podría tomarse como un factor de seguridad para el cálculo del eje A.

Como calculamos la relación de velocidad del primer arreglo

es de 3 y con ello tenemos las revoluciones a las que gira el

segundo eje y las fuerzas que tendrán.

62 

 

35003

1166.67 

Con las revoluciones y la potencia considerando la eficiencia de la cadena que es de un

97% encontramos el momento torsionante,:

63025  63025  9.71166.67

524  ·

15 5.91 

 524 ·2.953

178.52 

Se considerará para diseño la fuerza normal que sea igual a la tangencial. Y con ella

tendremos las fuerzas que actúan en nuestro eje A, el cual se calcula a continuación con

la ayuda de MDsolids

Cálculo del diámetro en el eje A:

y 

x 

z 

x

63 

 

Se continua con el cálculo de los momentos flexionantes en cada punto y posteriormente

con su diámetro; se toma a Kf =1.5 y a Kt = 1.3, por un punto intermedio en la gráfica

anexada (1) para el cálculo; además considerando el material 1045 con Sy = 100 000 psi.

Su=130000

σau=0.18Su=0.18(150000)=27000

σay=0.6Sy=0.6(100000)=60000

138.64 · 158.58 · 210.64 ·

267.78 · 267.78 · 378.7 ·

Diámetro en la cadena:

16 

   

16  27000

210.64 · 1.5 180.07 · 1.3 0.42

7/16 .

Diámetro en la CVT:

16 

   

16  27000

378.7 · 1.5 524 · 1.3 0.55 9/16  .

Se puede apreciar que el material es más que suficiente, para el arreglo

establecido y por diseño se tendrá un eje de 1.75 plg.

64 

 

3.4-CÁLCULO DEL SEGUNDO ARREGLO DE CADENA.

Datos:

N3 = 883.84 rpm

N= 10 Hp= 7.457 KW

ρ = 3

Cadena de rodillos sujeta a carga pesada y variable.

-Selección del paso y número de dientes en las ruedas según el catalogo de Renault,

de la siguiente gráfica.

Para la cual se ingresar horizontalmente con el valor de la potencia de diseño y

verticalmente con la velocidad del piñón que son los siguientes:

N=10 Hp = 7.457 KW

n1 = 2651.52 rpm

65 

 

2651.52  rpm 

7.5KW 

66 

 

Se recomienda un paso 12.70 mm para una velocidad de piñón de 2651.52 rpm,

con estos datos nos referimos al catalogo de Martí donde encontramos las catarinas

siguientes en la pagina E26.

z1= 18 y z2= 54 con un paso de 12.70mm

Con ayuda de la siguiente tabla, que muestra la norma ISO la cual indica las dimensiones

de la cadena, se selecciona la cadena que soporte las fuerzas y coincidan con los datos

encontrados anteriormente.

Tabla4.8– Dimensiones de las cadenas de rodillos según Norma ISO 606

Denominación

ISO

paso Diámetro

de rodillo

mm

Ancho

interior

mm

Paso

transversal

mm

Diámetro

de

pasador

mm

Altura

de la

placa

interior

mm

Área

resistiva

mm2 *

Masa

lineal

kg/m *mm pulgada

05B 8 5 3 5,64 2,31 7,11 11 0,18

06B 9,525 3/8 6,35 5,72 10,24 3,28 8,26 28 0,41

08A 12,7 1/2 7,92 7,85 14,38 3,98 12,07 44 0,60

08B 12,7 1/2 8,51 7,75 13,92 4,45 11,81 50 0,70

081 12,7 1/2 7,75 3,3 - 3,66 9,91 21 0,28

083 12,7 1/2 7,75 4,88 - 4,09 10,3 29 @ 0,44 @

084 12,7 1/2 7,75 4,88 - 4,09 11,15 36 # 0,59 #

085 12,7 1/2 7,77 6,25 - 3,58 9,91 - -

                                                            * No declarado en ISO 606-1994. Valor tomado del catalogo técnico de Arnold & Stolzenberg (firma

perteneciente a la Corporación Renold). ¨Roller Chains ¨, Einbeck, 1991. @ No declarado en ISO 606-1994. Tomado del catalogo técnico de IWIS. ¨IWIS Chains¨, Munich 1994. # No declarado en ISO 606-1994. Valor tomado del catalogo técnico de Köhler + Bovenkamp. ¨KOBO

Precision Roller Chains¨, Wuppertal, Alemania, 1992.

67 

 

10A 15,875 5/8 10,16 9,4 18,11 5,09 15,09 70 1,00

10B 15,875 5/8 10,16 9,65 16,59 5,08 14,73 67 0,95

12A 19,05 3/4 11,91 12,57 22,78 5,96 18,08 105 1,50

12B 19,05 3/4 12,07 11,68 19,46 5,72 16,13 89 1,25

16A 25,4 1 15,88 15,75 29,29 7,94 24,13 178 2,60

16B 25,4 1 15,88 17,02 31,88 8,28 21,08 210 2,70

20A 31,75 1¼ 19,05 18,9 35,76 9,54 30,18 261 3,70

20B 31,75 1¼ 19,05 19,56 36,45 10,19 26,42 296 3,60

24A 38,1 1½ 22,23 25,22 45,44 11,11 36,20 392 5,50

24B 38,1 1½ 25,4 25,4 48,36 14,63 33,40 554 6,70

28A 44,45 1¾ 25,4 25,22 48,87 12,71 42,24 470 7,50

28B 44,45 1¾ 27,94 30,99 59,56 15,9 37,08 739 8,60

32A 50,8 2 28,58 31,55 58,55 14,29 48,26 642 9,70

32B 50,8 2 29,21 30,99 58,55 17,81 42,29 810 9,50

36A 57,15 2¼ 35,71 35,48 65,84 17,46 54,31 875+ 13,28+

40A 63,5 2½ 39,68 37,85 71,55 19,85 60,33 1085 15,80

40B 63,5 2½ 39,37 38,1 72,29 22,89 52,96 1275 15,10

48A 76,2 3 47,63 47,35 87,83 23,81 72,39 1610+ 24,00+

48B 76,2 3 48,26 45,72 91,21 29,24 63,88 2058 25,00

                                                            + No declarado en ISO 606-1994. Tomado del catalogo técnico de YUK. ¨Cadenas YUK¨, Valencia, 1994.

68 

 

Nota: El área resistiva y la masa lineal para cadenas con múltiples hileras de rodillos

pueden ser calculados multiplicando el valor de una cadena simple por la cantidad de

hileras.

La siguiente tabla muestra las fuerzas que comprenda la cadena seleccionada

Tabla 4.9 – Fuerza para control de longitud de cadena y de carga límite de tracción (ISO

606).

Denominación

ISO

paso Fuerza para control de

longitud N

Carga límite de tracción kN

mm pulgada Simple

hilera

Doble

hileras

Triple

hileras

Simple

hilera

Doble

hileras

Triple

hileras

05B 8 50 100 150 4,4 7,8 11,1

06B 9,525 3/8 70 140 210 8,9 16,9 24,9

08A 12,7 1/2 120 250 370 13,8 27,6 41,4

08B 12,7 1/2 120 250 370 17,8 31,1 44,5

081 12,7 1/2 125 - - 8 - -

083 12,7 1/2 125 - - 11,6 - -

084 12,7 1/2 125 - - 15,6 - -

085 12,7 1/2 125 - - 6,7 - -

10A 15,875 5/8 200 390 590 21,8 43,6 65,4

10B 15,875 5/8 200 390 590 22,2 44,5 66,7

12A 19,05 3/4 280 560 840 31,1 62,3 93,4

12B 19,05 3/4 280 560 840 28,9 57,8 86,7

16A 25,4 1 500 1000 1490 55,6 111,2 166,8

69 

 

16B 25,4 1 500 1000 1490 60 106 160

20A 31,75 1¼ 780 1560 2340 86,7 173,5 260,2

20B 31,75 1¼ 780 1560 2340 95 170 250

24A 38,1 1½ 1110 2220 3340 124,6 249,1 373,7

24B 38,1 1½ 1110 2220 3340 160 280 425

28A 44,45 1¾ 1510 3020 4540 169 338,1 507,1

28B 44,45 1¾ 1510 3020 4540 200 360 530

32A 50,8 2 2000 4000 6010 222,4 444,8 667,2

32B 50,8 2 2000 4000 6010 250 450 670

36A 57,15 2¼ 2670 5340 8010 280,2 560,5 840,7

40A 63,5 2½ 3110 6230 9340 347 693,9 1040,9

40B 63,5 2½ 3110 6230 9340 355 630 950

48A 76,2 3 4450 8900 13340 500,4 1000,8 1501,3

48B 76,2 3 4450 8900 13340 560 1000 1500

Nota demostrativa. Para una cadena nueva 32B – 2 con 49 eslabones:

La fuerza de control es de 4000 N

La longitud nominal = 50,8 x 49 = 2489,2 mm

La longitud mínima = 2489,2 mm

La longitud máxima = 2489,2 x 1,0015 = 2492,9 mm (según ISO 603)

70 

 

Con lo tabla se hace la selección de una cadena ISO 10A con los siguientes datos:

- Dr = 7.92 mm

- ρ = 0.6

- FRT = 13800 N

Velocidad de cadena.

· ·60000

2651.52 12.7 1860000

10.1  ⁄

• Tipo de lubricación:

Se verifica el tipo de lubricación con la denominación ISO de la cadena y la velocidad de

la misma con la siguiente gráfica.

Podemos observar que el tipo de lubricación será por Aceite a Presió.

• Presión admisible a la articulación.

Para

ISO 12

38.5 0.5 ·  

71 

 

Para z1 = 18 fz, u = 3

38.5 0.5 2651.52 12.75 

• Coeficiente de explotación.

· · · ·

- f1: Factor por aplicación de carga.

f1 = 1.7 según la siguiente tabla.

Tabla4.10 Máquina motriz de combustión interna con menos de 6 cilindros con choques

fuertes, y cargas no uniformes.

Trabajo característico de la

máquina movida Trabajo de la máquina motriz

Uniforme :

Motores eléctricos,

turbinas de gas,

motores de

combustión interna

con acoplamiento

hidráulico.

Choques leves :

motores

eléctricos

sometidos a

frecuentes

arranques,

motores de

combustión

interna con seis

o más cilíndricos.

choques

moderados:

motores de

combustión

interna con

menos de seis

cilíndricos con

acoplamientos

mecánicos..

Movimiento uniforme: bombas

y compresores centrífugos,

impresoras, transportadores

de banda uniformemente

cargados, agitadores y

mezcladores de líquidos,

secadores rotatorios,

1,00 1,10 1,30

72 

 

Trabajo característico de la

máquina movida Trabajo de la máquina motriz

Uniforme :

Motores eléctricos,

turbinas de gas,

motores de

combustión interna

con acoplamiento

hidráulico.

Choques leves :

motores

eléctricos

sometidos a

frecuentes

arranques,

motores de

combustión

interna con seis

o más cilíndricos.

choques

moderados:

motores de

combustión

interna con

menos de seis

cilíndricos con

acoplamientos

mecánicos..

ventiladores.

Choques moderados: bombas

y compresores con tres o más

cilindros, mezcladoras de

concreto, transportadores de

banda no cargados

uniformemente, agitadores y

mezcladores de sólidos.

1,40 1,50 1,70

Choques fuertes:

excavadoras, molinos de

bolas, máquinas para el

procesado de gomas,

prensas, cizallas, bombas y

compresores con uno o dos

cilindros.

1,80 1,90 2,10

73 

 

- f2: Factor por distancia entre centros

  :  40

- f3: Factor por número de dientes.

Para z1 = 18; f3 = 1

Por ser el inmediato superior.

Tabla 4.12-Valores de f3 para z1 = 20 dientes (Renold, Jwis y DIN 8195-772)

z1 11 13 15 17 19 21 23 25 30

f3 1.72 1.46 1.27 1.12 1 0.91 0.83 0.76 0.6

- f4: Factor por lubricación.

Aceptando un valor considerado intermedio entre lubricación adecuada y

lubricación inadecuada con una velocidad de 8.89 m/s.

f4= 1

Valores del factor f4 en dependencia del sistema de lubricación y la velocidad de la

cadena.

                                                            

  a 

a = 40 p = 40(12.7mm)= 508 mm Para esta condición f2 = 1  Tabla4.11‐ Factor de distancia entre centros según la relación. 

a/p 20 40 60 80 160

f2 1.18 1.0 0.91

0.87 0.69

74 

 

Tabla 4.13- Valores según lubricación.

Lubricación Velocidad de la cadena (m/s)

< 4 4 - 7 > 7

Adecuada (según recomendaciones) 1.0 1.0 1.0

Inadecuada pero sin lubricante

contaminado

1.4 2.5 inaceptable

Inadecuada con lubricante inadecuado 2.5 4.0 inaceptable

Sin lubricación 5.0 inaceptable

- f5: Factor de razón de transmisión.

f5 = 1; para u = 3

Por ser el inmediato superior.

Tabla 4.14- Valores según razón de transmisión

u = z2 / z1 1 2 3 5 7

f5 1,22 1,08 1 0,92 0,86

Evaluando:

· · · · 1 1 1 1 1

1

• Calcular la fuerza útil.

1000 · 1000 7.45710.1

738.32 

• Se calcula el tiempo de vida del sistema con el arreglo propuesto.

75 

 

Duración de la cadena para un desgaste del 3%

4350∆ % · · · √

··

··

· ·

mr = 1 ya que es una hilera

∆ % 3

1.2        .

1 11.2

0.83;        

43503 · 1.2 · 0.83 · √18

738.32 · 144 · 1

·54 · 508

18 · 12.7 · 10.1 ⁄

7498.95   

• Se calcula la longitud de la cadena y para ello calculamos el número de eslabones.

22

2 

18 542

2 50812.7

54 182 

12.7508

116.82 117 

  117 12.7 1485.9  

• Se considerará para el diseño la fuerza normal que sea igual a la tangencial. Y con

ella tendremos las fuerzas que actúan en nuestro eje B que en la CVT son iguales

en este eje, el cual se calcula a continuación con la ayuda de MDsolids

76 

 

T2 T1 

r 

Fn 

3.5-CÁLCULO DEL SEGUNDO EJE.

Se calcula el momento torsionante en el eje B, en la parte de la Catarina:

63025  63025  8.942651.52

212.5  ·

Ese momento es el que será utilizado para analizar con qué fuerza llega al eje siguiente

dependiendo del diámetro de la Catarina

• Se procede a calcular las fuerzas que afectan al sistema para su diseño.

Se tiene los siguientes modelos matemáticos para su cálculo.

ηcadena = 97%

ηCVT = 95%

ηcadena2 = 97%

N = 10 Hp(ηcadena)( ηCVT)( ηcadena2)=10(.97)(0.95)(0.97)=8.94

Por definición 3 3

rcatrina = 4.445”

3

22 

212.5 ·2 4.445

23.9 

3 3 23.9 71.7 

71.7 23.9 95.6 

212.5 ·4.445

47.81 

77 

 

Ft r 

Fn 

Como calculamos la relación de velocidad del primer arreglo

es

de 3 y con ello tenemos las revoluciones las que gira el

segundo eje y las fuerzas que tendrán:

35003

1166.67 

1166.670.44

2651.523 

Con las revoluciones y la potencia considerando la eficiencia de la cadena que es de un

97% encontramos el momento torsionante:

63025  63025  8.942651.52

212.5  ·

15 5.91 

 212.5 ·2.953

71.961 

Se considerara para diseño la fuerza normal que sea igual a la tangencial.

y 

x 

z 

x

78 

 

• Se continua con el cálculo de los momentos flexionantes en cada punto y

posteriormente con su diámetro; se toma a Kf =1.5 y a Kt = 1.3, por un punto

intermedio en la gráfica anexada (1) para el cálculo; además considerando el

material 1045 con Sy = 100 000 psi. Su=130000psi

σau=0.18Su=0.18(150000)=27000psi

σay=0.6Sy=0.6(100000)=60000psi

107.94 · 107.94 · 152.65 ·

40.09 · 56.02 · 68.89 ·

Diámetro en la cadena:

16 

   

16  27000

68.89 · 1.5 212.5 · 1.3 0.38 7/16 .

Diámetro de la CVT:

16 

   

79 

 

16  27000

152.65 · 1.5 212.5 · 1.3 0.41

7/16  .

Se puede apreciar que el material es más que suficiente, para el arreglo

establecido y por diseño se tendrá un eje de 1.75plg.

3.6-CÁLCULO DE LOS COMPONENTES DE LA CVT.

Primero que nada se tienen los datos

de dimensión que son sacados de los

reportes técnicos de NSK, que fueron

quienes desarrollaron los rodamientos

de poder y realizaron las diferentes

pruebas, lo cual nos ayuda a seleccionar

unas medidas base para el calculo de

las dimensiones de estas, respondiendo

a la eficiencia en que trabaja.

Datos: Ddis = 15 cm

Dcov = 13 cm

θ0= 60°

r0= 40mm

Fig. 4.1 Diagrama que muestra las variable a calcular de la CVT.

80 

 

Primeras consideraciones son las de relación de velocidad la cual se calculó con

anterioridad y como resultado se requiere una relación de de 2 y para ello tenemos los

siguientes modelos matemáticos:

2.44~0.44 

Según los reportes técnicos de NSK

21

1302 40

1 0.625 

 

sin 40 sin 60 34.64

  0.625 40 25

1 cos

40 1 0.625 cos 33 31.4532 1.24

1 cos 2

40 1 0.625 cos 2 60 33 62.91 2.48

62.9131.4532

2

81 

 

• Se realiza el cálculo el momento torsionante, para sacar la fuerza tangencial y

después se calcula con el modelo matemático de NSK.

63025  63025 9.7 1166.67

524.01  ·

·524.01  ·

2.48211.29 

-Modelo matemático de NSK.

· · 2 1.24 211.29 524.9992 ·

n = Número de rodamientos de poder utilizados = 2

-Nos podemos dar cuenta de la similitud del resultado por los dos modelos matemáticos.

• Se calcula la fuerza de carga necesaria en el punto de contacto, para ello tenemos

los coeficientes de fricción máximo de los materiales, que es μ=0.0656

·211.290.0656

3220.88

Para la aplicación de la CVT toroidal en vehículos, la fuerza de carga generada en

el mecanismo afecta axialmente atrás de los discos ya sea de entrada o de salida. Para

generar la fuerza, por el mecanismo en dirección de la rotación del disco con el propósito

de aplicar la fuerza de carga en el punto de contacto es:

82 

 

· · sin 2 3220.88 sin 33 3508.45 

Después se calcula la fuerza axial que la cámara hidráulica debe ejercer para un

óptimo funcionamiento entre el torque y la variación de la relación de velocidad en la CVT.

Primero se calcula el avance de la cámara de fuerza axial.

2 · · 1 cossin

• Obtenemos con la siguiente ecuación.

cos1

1cos

11 0.625

52°

2 · 40 · 0.0656 1 0.625 cos 52sin 52

21.12 

21.12 0.8315

-Se calcula la carga axial generada por la cámara de carga.

2 · 2 525  ·0.8315

3967.13 

• Estas son las fuerzas a las cuales estarán sometidos los componentes del

mecanismo y en base a eso se seleccionara un material adecuado, para soportar

las cargas y el adecuado funcionamiento del mismo.

83 

 

Capítulo V:

“Planos y Especificaciones”.

ESCUELA SUPERIOR DE INGENIERIA MECANICA Y ELECTRICA

86

LISTA DE PARTES

EQUIPO: Transmisión CVT Media Toriodal y Arreglo de Cadenas.

MARCA CANTIDAD DESCRIPCIÓN PARTE MATERIAL REVISIÓN 1 1 mm 150 entrada de Disco φ CUERPO Patente de Nissan 2 1 Disco de salida ø 150 mm CUERPO Patente de Nissan 3 2 Rodamiento de Poder øext. 80 mm CUERPO Patente de Nissan 4 1 Cámara de carga CUERPO Patente de Nissan 5 2 Rodamiento de la cámara de carga CUERPO Acero 6 2 Rodamientos ø int. 25.4 mm CUERPO Acero 7 2 Barra circular ø 25.4 mm CUERPO Acero 1045 8 1 Catarina No. 41B512 12 z CADENA 1 Acero 9 1 Catarina No. 41B36 36 z CADENA 1 Acero 10 1 Cadena p=12.7mm 105 eslabones L=1333.5mm CADENA 1 Acero 11 1 Catarina No. 41B518 18 z CADENA2 Acero 12 1 Catarina No. 41B54 54 z CADENA 2 Aero 13 1 Cadena p=12.7mm 117 eslabones L=1489.9mm CADENA 2

87  

Conclusiones. La tecnología en transmisiones automotrices ya esta mas que estudiada, sin

embargo apenas hace unos pocos años esta idea de la CVT, que nació 100 años atrás,

se pudo implementar con eficacia.

Como es una tecnología nueva, el acceso a la información es limitada además de

que esta es escasa.

Con la realización de este proyecto me pude dar cuenta de los pasos que se

necesitan para su realización, así como la presentación que debe de tener.

Pero lo mas importante pude darme cuenta de que con cada capitulo tenia que

hacer una investigación, recaudar información necesaria para poder elaborar dicho

capitulo, así como los datos importante que utilizamos para nuestro trabajo, también pude

encontrar las diferentes fuentes de información que ofrece la escuela, como la normateca

que se encuentra en el segundo piso del edificio 5, y no solo dentro de la escuela sino

también hacer una investigación mas amplia realizando visitas a las empresas que

puedan ofrecer información vinculada al proyecto elaborado como NSK en este caso; me

di cuenta de la flexibilidad que conlleva el diseñar, ya que yo decido de la mayoría de los

aspectos que componen mi proyecto, y con la realización individual del proyecto concrete

que se tiene un amplio conocimiento acerca del trabajo, pero también me percate de las

deficiencia de haber trabajado así, ya que lo mas importante al entrar en una empresa, se

exhorta el trabajo de equipo, para realizar un proyecto.

Puedo terminar comentando que siendo nuestra generación la primera en realizar

una titulación de esta forma, puedo decir que me dejo mucha experiencia en lo que se

tiene que hacer para desarrollar un proyecto, prácticamente a partir de nada.

88 

Bibliografía.

• Desarrollo de la unidad de toroides de poder CVT Media Toroidal.

Autor: Hisashi Machida y Murakami

Mtion & Control No. 9 (Octubre del 2000) NSK

• Desarrollo de la unidad de toroides de poder “CVT Media Toroidal (2).

Autor: Hisashi Machida y Murakami

Mtion & Control No. 10 (Octubre del 2000) NSK

• Análisis básico sobre investigaciones avanzadas de la transmisión CVT.

Masataka Osawa

R & D Review of Toyota CRDL Vol. 40 No. 3

• Tecnología “El desafío perpetuo” Fricción.

David Augusto Fragoso Ortiz

ESIME-UA IPN.

• htpp://www.nsk.com/eng/newpro/npro-10j.html

• htpp://www.nsk.com/eng/products/cat4-2/car06.html

• htpp://www.nsk.com/eng/products/4-2.html

• www.cvt.com.sapo.pt

• Normateca de ESIME-UA IPN.

• Normas ISO 606, Selección de cadenas.

• Catalogo “Martin sprocket & gear, inc”