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CAMIONES DE OBRAS
El hierro comprobado por el tiempo y la tecnología moderna se combinan para crear un camión de obras confiable, de larga duración y altamente productivo, orientado hacia la mayor necesidad de nuestro cliente: el costo más bajo por tonelada. Características MOTOR Modelo Caterpillar 3408E Potencia neta - Cat 486 hp / 363 kW Potencia bruta 518 hp / 359 kW Potencia neta SAEJ1349 (6/95) 487 hp / 359 kW Potencia en el volante 487 hp / 363 kW Potencia neta - ISO 9249 487 hp / 363 kW
Potencia neta - EEC 80/1269 487 hp / 363 kW Par máximo 2194 Nm Reserva de par 27 % Calibre 137 mm Carrera 152 mm Cilindrada 18.000 cm PESOS Peso bruto de la máquina 71.400 kg Peso en orden de trabajo - Vacía 11.100 kg Especificaciones en orden de trabajo Capacidad nominal de carga útil 36.4 toneladas métricas Máxima capacidad al ras - SAE 17.0 m Capacidad (2:1) SAE 24.2 m Capacidad máxima 36.58 toneladas métricas Capacidad - Doble declive - Factor de llenado de 100 % Al ras 17.0 m Colmado (2:1) SAE 24.2 m Colmado (3:1) 21.7 m Colmado (1:1) 40.6 m Distribución de pesos aproximados - Doble declive - Piso plano Eje delantero - Vacío 49.8 % Eje delantero - Con carga 33.3 % Eje trasero - Vacío 50.2 % Eje trasero - Con carga 66.7 % TRANSMISION Avance 1 12.6 km / hora Avance 2 17.2 km / hora
Ajuste de la válvula de alivio - bajada 3.445 kPa Tiempo de subida de la caja a velocidad alta en vacío 7.5 segundos Tiempo libre de bajada de la caja 8.3 segundos SUSPENSION Carrera efectiva del cilindro delantero 234 mm Carrera efectiva del cilindro trasero 149 mm Oscilación del eje trasero 8.5 º PESOS APROXIMADOS - PISO PLANO PARA CANTERAS Peso bruto del vehículo 71.400 kg Peso del chasis 23.000 kg Peso de la caja 7.800 kg Revestimiento estándar 7.800 kg Eje delantero - Vacío 49.7 % Eje delantero - Con carga 33.3 % Eje trasero - Vacío 50.3 % Eje trasero - Con carga 66.7 % PESOS APROXIMADOS - DOBLE DECLIVE Peso bruto del vehículo 71.400 kg Peso del chasis 23.000 kg Peso de la caja 7.300 kg Revestimiento estándar 3.200 kg Eje delantero - Vacío 49.8 % Eje delantero - Con carga 33.3 % Eje trasero - Vacío 50.2 % Eje trasero - Con carga 66.7 % CAPACIDAD - PISO PLANO DE CANTERA - FACTOR DE LLENADO DEL 100 %
Al ras 16.5 m Colmado 3 : 1 21.6 m Colmado (2 : 1) SAE 24.2 m Colmado 1 : 1 31.7 m DIMENSIONES Piso plano Doble declive 1 7615 5430 2 1390 1454 3 5430 5275 4 7751 7709 5 3188 3143 6 465 525 7 315 415 8 2541 2380
Espacio libre sobre el terreno 627 mm Altura de carga - Vacío 3.143 mm Altura total - Caja subida 7.709 mm Ancho de operación 5.069 mm Ancho entre líneas de centro de los neumáticos delanteros 3.102 mm Altura delantera del pabellón 3.952 mm NEUMATICOS Estándar 18.00 - R 33 (E4) ROPS Cumple con las normas SAE J1040 MAY94 e ISO 3741: Ruido Cumple con las normas ISO, ANSI/SAE Dirección Cumple con las normas SAE J1511 FEB94 e ISO 5010- 1.- Introducción Dentro del campo de la Ingeniería existen varios campos de aplicación pero sin duda el del campo automotriz (equipo liviano y pesado) resulta el que presenta mayores avances día con día, así tenemos vehículos en los cuales muchos sistemas tienen asistencia electrónica para los sistemas de suspensión, direccional etc. El Ingeniero mecánico deberá estar familiarizado con los diferentes componentes de un vehículo a unidad, así como el motor, transmisiones etc. También los efectos que afectan a la estabilidad del vehículo principalmente lo referente a la dinámica de la tracción. Para iniciar el estudio de la dinámica de la tracción de un vehículo se plantean modelos bidimensionales, las aplicaciones de los desarrollos con el modelo son adecuados para analizar la circulación de un vehículo con solicitaciones transversales, esta es en ruta, a velocidad, carreteras horizontales sin viento transversal. En el análisis de la dinámica de la tracción de un vehículo se desarrolla y aplicara ecuaciones fundamentales de la dinámica del, vehículo, donde se considera tanto las características del vehículo como también las acciones del medio exterior. Las principales resistencias que afectan al comportamiento del vehículo y que será estudiado y son los siguientes
Resistencia a la transmisión Ng
Resistencia a la rodadura Ng
Resistencia a la pendiente Np
Resistencia al aire NL
Resistencia a la aceleración NA
Estas resistencias afectan al comportamiento del vehículo en las diferentes condiciones de funcionamiento, pero mucho de estos factores son afectadas por la modificación que se realizan sobre el vehículo por personal que carece de conocimientos sobre la dinámica del vehículo Por ser el tema de poco conocimiento muchos parámetros serán asumidos para el cálculo, pues muchas formas son empíricas, siendo que en nuestro país no tenemos la tecnología disponible para realizar dichas pruebas aplicaremos datos que sean obtenido del internet, y libros de la especialidad de la materia para poder guiarse y realizar los cálculos 2.- Objetivos: El objetivo principal para poder realizar el proyecto es “aplicar todo lo aprendido en clases y conocimientos adquiridos para la solución de problemas teóricos” que afectan en el camión en un entorno real. Para seguís el objetivo aplicaremos conocimientos adquiridos en la materia correspondiente del vehículo también utilizaremos libros de la materia y investigaremos en el Internet para tener un poco mas de seguridad para el proyecto a realizarse Los datos de vehículo que se intentara calcular son de un “camión de minería de piso doble y declive 769D” también asumimos datos del manual de mantenimiento de Caterpillar cuyas características en cuanto a motor y transmisión será encontrado ahí, y esto obtenemos mediante Internet
n G =¿ 83 % ¿
La resistencia a la transmisión es: N (^) G =( 1 − n (^) g ) × N
N G =( 1 −0.83) × 487
N (^) G = 89 , (^79) cv 5.- Calculo de la potencia al rodado: Antes de iniciar este cálculo asumiremos los siguientes parámetros: Que el vehículo se desplaza en un camino de tierra horizontal, por lo tanto el coeficiente de rodadura será:
ƒ R =0.025 En estado de movimiento
Entonces aplicamos la formula:
W R = ƒ R × G
Donde:
G = peso del camión (consideremos al camión sin carga)
W R =0.025 x 71400
W R = 1785 kg
Reemplazamos en la ecuación de la potencia a la rodadura tenemos:
N R = W R ×
v
N R = 1785 x
N R =244.28 cv
6.- Calculo de La potencia de resistencia al aire. (^) ( N^ L )
Para el cálculo de la resistencia del aire se emplean formulas empíricas obtenidas con la ayuda de túneles de viento (intervienen la carrocería, presión, acción transversal, máxima velocidad del vehiculó y fundamentalmente la velocidad) Como: W (^) L =0,0048 × C (^) w × A × (^) ( v (^) max + v (^) iento ) 2 En la cual: C (^) w =¿ ¿Constante que varía de 0.15 para vehículos con diseños aerodinámicos óptimos hasta 1.5, en camiones para diseño se usa 0,8 – 1,8 camiones. A = se obtiene de forma aproximada multiplicando el ancho por el alto del vehículo
multiplicado por un coeficiente de 0.8 (A = 15.74 m 2 )
Por datos de A:A:S:A:N:A la velocidad promedio del viento es: Como:
v viento
2,009 m
90 km
Hr
8 m
v viento =
90 x 2,
v viento = 22 , 6
km
hr
W (^) L =0,0048 x 0 , 8 x 15 , 74 x ( 77 , 7 + 22 , 6 ) 2 W (^) L =¿ 608.047 kg ¿ Por lo tanto la potencia de resistencia al viento será.
N L = W L x
v
N L =608.047 x
N L =83.21 cv
7.- Calculo de la potencia de resistencia a la aceleración ( N acel )
Considerando que el camión de carga se desplaza por carretera plana y a una velocidad de 36.
km
h
(relaciones de 4 y 5), debemos calcular la aceleración si la
18 ∈ x
2.54 cm
1 ∈¿ x
1 m
=0.457 m ¿
0,457 x 2 = 0,914 m^ D^ neum =1,828^ m
36 ∈ x
2 , 54 cm
1 ∈¿ x
1 m
R neum =0.914 m
D neum =1,828 m
El momento torsor que se obtendrá será:
M T imp = F rueda x R neum
M T imp =2398.657 x 0.
M T imp =2192.372 kgm
El momento torsor de impulsión es la suma de todas las fuerzas resistentes, si se observan datos se ve el par motor de las especificaciones es de 2194 Nm y hay necesidad de aplicar a las ruedas 2192.372 kg – m y para vencer el par resistente es pues necesario multiplicar el par motor por 12.6 que supondrá la desmultiplicación mínima o primera velocidad.
8.- Calculo de la potencia a la pendiente ( N P )
Para el cálculo de la pendiente supondremos que el vehiculó rueda por terreno horizontal a 36.
km
h
y girando a su8 máxima potencia, determinaremos cuanta pendiente podría supera. Como:
W P = G +tan α
Como los ángulos son pequeños y el seno y la tangente son similares también podemos asumir
W P = G +sin α
En alguna bibliografía la pendiente se expresa en “X” metros de subida vertical para cada 100 metros recorridos horizontales analizando:
W P = G x
x
Dónde. G = en toneladas
W P = en kilogramos
W P = 1000 x G x
x
W P = 10 x G x X
La pendiente que podría subir el vehículo a 36.
km
h
y a máxima potencia es la sumatoria de:
N M = N R + N L + N P Ecuación 1
N R =244.28 CV
N L =83.21 CV
La ecuación para la pendiente 1: 518 = 244.28 + 83.21 + 9771.22X De la potencia dada en nuestro caso para el motor que es la máxima estimamos que a las ruedas llega por perdidas solo el 85% por marchar el vehiculó a una velocidad intermedia (caja cuarta) si es en directa se toma el valor obtenido. X = 0.0194% X = 0.0165% (con el 85% de la potencia del motor) La pendiente que podrá superar a una velocidad de 39.
km
h
resulta ser:
W P = 71400 x 0.
W (^) P =1178.1 kg 8.1.- Por tanto la potencia requerida para superar esa pendiente será:
Aquí supondremos como en todo el cálculo anterior que el vehiculó se desplaza con tracción trasera y en carretera de tierra horizontal. Aplicamos la formula.
P adh = δ x Y R + W R
Donde:
δ =0.5 Por circular el camion en camino de tierra
W R = 1785 kg
θ =0.6 Por estar el vehiculo con traccion trasera
Como:
Y R = θx G
Y R =0.6 x 71400
Y R = 42840 k
Por tanto:
P adh =0.6 x 42840 x 1785
P adh = 27849 kg
La condición es que^ P^ adh ≥^ F^ r
v = π x D r x n r
n r =
km
h
π x 1.828 m
x
100 m
1 km
x
1 h
60 mits
n r =107.238 rpm
i m =
n m
n r
⇒ n m = x n r
n m =2.74 x 107.238=293.832 rpm
F (^) r = 716.2 x N (^) e x i (^) T x n (^) g R (^) r x n
F r =
716.2 x 518 x 13.15 x 0.
0.914 x 293.
F r =15022.796 kg
Por lo que el vehiculó no tendrá problemas de adherencia 11.- Eficiencia del tren de fuerza mecánico. Al competir por ventas por camiones de impulsión eléctrica, la eficiencia del tren de fuerza representa una consideración importante. Para ilustrar mejor las ventajas del rendimiento de un tren de fuerza mecánico, se debe de comparar la potencia en pendientes, la eficiencia del tren de fuerza y la potencia del retador del freno con las de camiones de impulsión eléctrica. 11.1.- La potencia en pendientes se puede calcular: Con las siguientes formulas:
Pot. pend =
peso bruto camion x resit total x velocidad
Un peso bruto de 71400 kg 2% de resistencia a la rodadura + 8 % de pendiente a 12.6 km/h calcular que potencia se requiere.
P ot. pend =
71400 x ( 0.02+0.08) +12.
Pot. pend =328.635 Hp
Después se calcula la eficiencia del tren de fuerza dividiendo la potencia (hp) en pendientes por la potencia de (hp) bruta que produce el motor. La mayoría de los camiones con impulsión eléctrica funcionan constantemente a la potencia (hp) máxima bajo carga. Sin embargo los camiones con impulsión mecánica funcionan a la capacidad de sobrecarga del motor, que pudo ser menor que la potencia (hp) máxima. Se debe de utilizar las graficas de potencia del motor para determinar con precisión la potencia (hp) producida.
potencia pend
potencia maxima
x 100 = n
n =
x 100 = n = 63.445%
2393.04^ h^ G = 1220852.
h G =
=510.167 mm
13.- Calculo del árbol de transmisión: Los datos a tomar en cuenta son: Por máximo a transmitir 223.744 kg – m Velocidad máxima del motor (directa) 36.
km
h
Relación larga de la caja de cambios 1. Relación del puerto trasero 2.74: Longitud entre caja y puente trasero 2.35m Para el diámetro exterior del cardan se usa la relación entre el diámetro exterior e interior es: d = 0.75 x D Luego: r =
M
2 x I 0
D
Donde: M = Par máximo a la salida de la caja de cambios.
I 0 = momento de inercia polar
I 0 =
x ( D 4
− d
4 )
D = diámetro exterior. d = diámetro interior.
Si^ τ^ =^750
kg
cm
2 = 750 x^10
− 2 kg
mm
2 (coeficiente de torcion del acero) Reemplazando:
750 x 10
− 2
223.744 x 10
3
628 x D
4
−4.71 D
4
32 x D
750 x 10
− 2
38.73 x 10
3
157 D
4
32 D
750 x 10
− 2
38.73 x 10
3
0.05 x D
3
D =
3 √^594400 mm^ 3
D =84.08 mm
D = 85 mm =8.5 cm
La velocidad critica:
V crit = 118
√ D 2
+ d
2
L
2
D = 85 mm
d =0.75 x 85 =63.75 mm
V crit = 118
√ 85 2 +63. 2
2
V crit =2270.26 rpm
Como la velocidad critica es menor que la velocidad de la salida de la caja de cambios (3500rpm) no se tendría problemas, por seguridad el árbol de transmisión debe tener un rodamiento central. 14.- Grupo reductor y diferencial (piñón - corona) 14.1.- Calculo de la relación del grupo: Asumimos la velocidad máxima del vehiculó en directa (quinta velocidad).
