SILLA SALVA-ESCALERAS PARA PERSONAS CON MOVILIDAD …

TRABAJO DE FINAL DE GRADO

Grado en Ingeniería Mecánica

SILLA SALVA-ESCALERAS PARA PERSONAS CON MOVILIDAD

REDUCIDA

Memoria

Autor/a: Ana Romagosa Font

Director/a: Pedro Ortiz Morón

Convocatoria: Junio 2020

Silla salva-escaleras para personas con movilidad reducida

i

Resumen

El objetivo de este trabajo es crear un dispositivo capaz de salvar un tramo de escaleras ya sea para

personas discapacitadas o personas con movilidad reducida en silla de ruedas.

Se ha hecho el diseño íntegro de transmisión mecánica a partir de cálculos, se ha escogido las piezas

necesarias en el mercado según las necesidades y se ha tenido en cuenta el peso y dimensiones además

de la seguridad. Las piezas con mayores solicitaciones se han evaluado en Solidworks Simulation y se

ha comprobado que fuesen válidas. Se ha creado un ensamblaje en 3𝐷 con todas las piezas del

dispositivo en Solidworks y se ha utilizado AutoCAD para algunos dibujos que pueden servir de ayuda

para un mejor entendimiento del texto.

Se ha obtenido un mecanismo salva-escaleras con un peso de 69,15 𝐾𝑔 y un precio de venta de

2506€ capaz de subir tramos de escaleras con ángulo de 33,45º a 7,392 𝑚/𝑚𝑖𝑛 velocidad y

autonomía de 1 hora.

Con los resultados obtenidos se puede concluir que el dispositivo diseñado tiene una autonomía

adecuada para el uso que se le quiere dar. Al ser el manillar desmontable, es más cómodo de

transportar y la velocidad que puede alcanzar es óptima para poder avanzar y que a la vez el usuario

se siente seguro. El precio es asequible para contemplarlo en ambulancias, residencias de ancianos y

particulares.

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Resum

L’objectiu d’aquest treball es crear un dispositiu que permeti superar un tram d’escales, tant per

persones discapacitades com per persones amb mobilitat reduïda en cadira de rodes.

S’ha fet el disseny íntegre de transmissió mecànica a partir de càlculs, s’ha escollit les peces necessàries

en el mercat segons els necessitats i s’ha tingut en conte el pes i les dimensions a més de la seguretat.

Les peces amb més sol·licitacions s’han avaluat en Solidworks Simulation i s’ha comprovat que fossin

valides. S’ha creat un assemblatge en 3D amb totes les peces del dispositiu en Solidworks i s’ha utilitzat

AutoCAD per alguns dibuixos que poden servir d’ajuda per a un millor enteniment del text.

S’ha obtingut un mecanisme amb un pes de 69,15 𝐾𝑔 i un preu aproximat de 2506€ , capaç de pujar

trams d’escales amb un angle de 33,45º a 7,392 𝑚/𝑚𝑖𝑛 velocitat i autonomia de 1 hora.

Amb els resultats obtinguts es pot concloure que el dispositiu dissenyat té una bona autonomia per

l’aplicació que se li vol donar. Al ser el manillar desmuntable, es mes còmode de transportar i la

velocitat que pot assolir es òptima per avançar i que alhora l’usuari es senti segur. El preu es assequible

per contemplar-lo en ambulàncies residencies d’ancians, a més de particulars.


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Abstract

The objective of this work is to create a device capable of overcoming a flight of stairs either for

disabled people or people with reduced mobility in a wheelchair.

The complete mechanical transmission design has been made from calculations, the necessary parts

on the market have been chosen according to needs and weight and dimensions have been taken into

account in addition to safety. Parts with the highest demands have been evaluated in Solidworks

Simulation and found to be valid. A 3D assembly with all the parts of the device has been created in

Solidworks, and AutoCAD has been used for some drawings that can help for better understanding of

the text.

A stair-climbing mechanism with a weight of 69,15 𝐾𝑔 and an approximate price of 2506€ has been

obtained, capable of climbing flights of stairs with an angle of 33,45º at 7,392 𝑚/𝑚𝑖𝑛 speed and 1

hours of autonomy.

With the results obtained, it can be concluded that the designed device has a good autonomy for the

application it’s been looking for. Being the detachable handlebar, it is more comfortable to carry. The

speed that it can reach is optimal to be able to advance and at the same time the user feels safe. The

price is affordable to be seen in ambulances, nursing homes and individuals.

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iv

Agradecimientos

Agradecer este trabajo a los profesores de la universidad por transmitirme sus conocimientos. Con

ellos he ido adquiriendo las herramientas necesarias para solventar los distintos problemas que me

han ido surgiendo durante el proyecto, y en especial a Pedro Ortiz Morón por sus consejos y ayuda. A

todos ellos Gracias.


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Índice

RESUMEN_______________________________________________________ I

RESUM ________________________________________________________ II

ABSTRACT _____________________________________________________ III

AGRADECIMIENTOS ____________________________________________ IV

1. PREFACIO ____________________________________________________ 1

1.1. Origen del trabajo ...................................................................................................... 1

1.2. Motivación .................................................................................................................. 1

1. INTRODUCCIÓN _______________________________________________ 3

1.4. Objetivos de trabajo ................................................................................................... 3

1.5. Alcance de trabajo ..................................................................................................... 3

2. ESTUDIO DE MERCADO _________________________________________ 4

2.1. Dispositivos con raíl……………………………………………………………………………………………..4

2. 2 Sillas autónomas motorizadas………………………………………………………………………………5

3. SILLA DE RUEDAS__ ___________________________________________ 11

3.1. Centro de gravedad de la persona sentada ……………………………………………….…..…..11

3.2. Dimensiones silla de ruedas ……………………………………………………….………………………13

4. REQUISITOS DEL DISPOSITIVO __________________________________ 19

4.1 Dimensiones escalones………….…………………………………………………………………………19

5. PRINCIPIO DE FUNCIONAMIENTO MECANICO____________________________23

6. SITUACIONES CRÍTICAS DE FUNCIONAMIENTO___________________________25

6.1 Arranque en superficie horizontal………………………………………………………..……………25

6.2 Arranque en plano inclinado en escalera…………………………………………….……………26

6.3 Selección de motor…………………………………………………………………………………..………28

7. Sistema de tracción: Oruga___________________________________________30

7.1 Dimensiones de las ruedas………….……………………………………………………………..….…34

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vi

7.2 Ancho de oruga………………………….………….……………………………………………………….……..….…34

7.3 Longitud de la oruga…….…………….………….…………………………………………………………..…..….…38

8. Dimensionar el eje de la rueda tractora_________________________________40

8.1 Chaveta y chavetero………… ………………………………………………………………………………50

9. CÁLCULO DEL DIÁMETRO DEL EJE DE LA RUEDA CONDUCIDA 2_______________57

10. RODILLO_________________________________________________________65

10.1 Numero de rodillos y separación entre ellos…………………………………………………….66

10.2 Comprobación del eje del rodillo…………………………………………………………………….70

11. PARTE ELÉCTRICA__________________________________________________75

11.1 Batería……………………………………………………………………………………………………………75

11.2 Conexión eléctrica………………………………………………………………………………………….77

12. MASA Y CDG DEL DISPOSITIVO_______________________________________82

12.1 Masa del dispositivo……………………………………………………………………………………….82

12.2 CdG del dispositivo………………………………………………………………………………………….83

13. FUNCIONAMIETNO DEL DISPOSITIVO__________________________________84

13.1 Fijación del manillar al cuerpo del dispositivo………………….………………………………84

13.2 Colocación bloque silla + persona al dispositivo………………………………………….……88

14. MANTENIMIENTO_________________________________________________94

15. SOLIDWORKS SIMULATION__________________________________________95

15.1 Bastidor exterior…………………………………………………………………………………………….96

15.2 Bastidor interior……………………………………………………………………………………………..99

15.3 Tubo abatimiento manillar…………………………………………………………….……..………102

15.4 Tubo manillar apoyo ruedas……………………………………………………………..…………104

16. IMPACTO AMBIENTAL_____________________________________________108

16.1 Fase de diseño del dispositivo………………………………………………………………….……108

16.2 Fase de construcción y diseño del dispositivo…………………………………..…………… 108

16.3 Fase de vida del dispositivo……………………………………………………………………………109

16.4 Fin de vida…………………………………………………………………………………………………….109

16.5 Conclusión del estudio de impacto ambiental…………………………………………..……109


vii

17. ESTUDIO ECONÓMICO____________________________________________110

17.1 Presupuesto de materiales……………………………………………………………………………110

17.2 Presupuesto de fabricación, pintura y montaje………………………………………………112

17.3 Inversión utillajes………………………………………………………………………………………....117

17.4 Presupuesto ingeniería…………………………………………………………........………....……117

17.5 Evaluación de las inversiones…………………………………………………………………………117

18. CONCLUSIÓN______________________________________________121

19. BIBLIOGRAFÍA______________________________________________122


1

1. Prefacio

1.1. Origen del trabajo

En muchos desplazamientos existen dificultades añadidas para personas discapacitadas en silla de

ruedas o simplemente para aquellas con movilidad reducida. Por ello se ha pensado en un mecanismo

para facilitar la movilidad de todas aquellas personas con dificultades para subir y bajar escaleras.

1.2. Motivación

La motivación para realizar el proyecto es la de plantear un dispositivo que pueda cubrir una necesidad

real. Muchas personas se encuentran con obstáculos en su día a día que les impiden realizar un

trayecto concreto y tiene que ceñirse a sus limitaciones. Este dispositivo podría facilitarles la vida a

muchos de ellos venciendo sus dificultades.


3

Introducción

1.3. Objetivos del trabajo

El sistema diseñado se planteó en primera instancia para cubrir la siguiente necesidad. En la ciudad de

Barcelona existen muchos edificios sin ascensor. No por ello, todos están dispuestos de sillas con raíles

salva-escaleras para aquellos que lo necesiten. Por tanto, cuando tienen un problema médico y es la

ambulancia quien viene a buscarlos, los sanitarios tienen que, ‘cargar con ellos a la fuerza’ o llevarlos

en silla de ruedas donde el paciente puede sufrir graves lesiones por el choque constante contra los

escalones.

1.4. Alcance del trabajo

En el mercado existe un modelo concreto de dispositivo salva-escaleras que solo funciona en tramos

con pendiente recta. Por tanto, a medida que se sube o baja escalones que tienen una tendencia curva,

este dispositivo deja de tener utilidad.

El alcance de este trabajo es hacer el diseño íntegro de transmisión mecánica con la posibilidad de girar

tanto en pendiente como en superficie lisa. También, que sea un mecanismo autónomo sin necesidad

de raíles y con cierta autonomía de uso.

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4

2. Estudio de mercado

Actualmente en el mercado existen los siguientes sistemas salva-escaleras.

2.1. Dispositivos con raíl

- Silla salva-escaleras con raíl:

Esta silla elevadora está acoplada a un raíl o tubo por la zona baja del respaldo y el asiento en la mayoría

de casos. Ésta puede unirse un único rail o dos. Puede transitar por la zona de la barandilla, es decir,

interior de la escalera o también por la pared. Es importante la ubicación del rail porque determinará

si la silla es segura a la hora de subir o bajar el escalón. Dependiendo de la anchura de la escalera es

mejor un tipo u otro. Debe existir un ancho mínimo de escalera para poder colocarla, unos 680 𝑚𝑚

en las escaleras rectas y para los tramos curvos unos 750 𝑚𝑚. Soportan unos 130 𝐾𝑔.

- Plataforma salva-escaleras con raíl:

La plataforma salva escaleras es una buena solución para personas que necesitan desplazarse en silla

de ruedas, por lo que utilizando la silla salva-escaleras con raíl tendrían que hacer un cambio de silla y

no sería tan cómodo. La plataforma permite, al igual que la silla, eliminar barreras arquitectónicas y

salvar distintas alturas con total comodidad y seguridad. Existen dos tipos de plataforma salva-

escaleras, la recta y la curva. Para poder colocarla se necesita un ancho de escalera de 1,20 𝑚 (bastante

más de lo necesario para una silla salva-escalera). Puede soportar unos 250 𝐾𝑔 (más con mayor

inclinación).

Figura 2.2 Dos raíles [2] Figura 2.1 Dos raíles [1]


5

2.2. Sillas autónomas motorizadas

- Silla de ruedas de alta movilidad (Freudenberger Prendes, 2005):

Esta silla de ruedas de alta movilidad consiste en un chasis provisto en los laterales de dos orugas, que

son accionadas por ruedas tractoras. Las ruedas tractoras están alimentadas por una batería que

acciona un motor eléctrico. En la zona central superior se dispone de un asiento para el usuario y un

mando.

- Oruga estándar modelo SA-2

Es una silla salva-escaleras que se adapta a la mayoría de las sillas de ruedas manuales de adultos y

niños. Tiene capacidad para remontar 130 𝐾𝑔 con una autonomía aproximada de 650 peldaños.

Puede utilizarse en escaleras interiores o exteriores. Tiene un soporte de apoyo desmontable para un

Figura 2.3 Plataforma escaleras rectas [3] Figura 2.4 Plataforma escaleras rectas [3]

Figura 2.5 Silla de ruedas de alta movilidad [4]

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6

almacenamiento compacto y de fácil transporte. Solo puede ir en tramos rectos. Funciona a partir de

baterías recargables.

- Oruga Stairmax

Esta silla salva-escaleras compuesta por orugas es la única silla portátil de ayuda a conductores activos

de silla de ruedas, que permite salvar escaleras rectas con su propia silla de ruedas sin ayuda externa.

Las funciones se llevan a cabo accionando un dispositivo ubicado debajo del adaptador de la silla. El

giro en el suelo se logra mediante el propio manejo de la silla de ruedas. Es necesaria una adaptación

de la silla de ruedas. Tiene un capacidad de 130 𝐾𝑔.

Figura 2.6 Oruga estándar modelo SA-2 [5]

Figura 2.7 Oruga estándar modelo SA-2 [5]

Figura 2.8 Oruga Stairmax [5]

Figura 2.9 Oruga Stairmax [5]


7

- Patín Evac

El patín Evac es un dispositivo de evacuación de personas discapacitadas para facilitar el descenso de

escaleras de forma rápida y segura durante una emergencia. Su limitador de velocidad y sistema de

frenos permite a pequeños asistentes evacuar fácilmente a pasajeros adultos.

- Oruga Pública

La oruga Pública transporta todo tipo de sillas, tanto manuales como eléctricas. Su diseño de

plataforma único permite acomodar todo tipo de sillas de ruedas, de sillas deportivas e incluso de sillas

convencionales de adultos. Esta oruga es ideal en edificios públicos o residencias. Es fácil de usar,

robusta e incorpora accesorios de seguridad.

Figura 2.9 Patín Evac [5]

Figura 2.10 Patín Evac [5]

Figura 2.11 Oruga pública [5]

Figura 2.12 Oruga pública [5]

Memoria

8

- Silla salva-escaleras LG2020

La silla LG2020 es muy fácil de transportar, ya que no necesita instalación y se desmonta fácilmente

retirando únicamente los 2 pomos laterales de la parte trasera. Tiene una larga autonomía (hasta 2.400

escalones con una carga completa de la batería).

- Silla de evacuación y rescate eléctrica:

Esta silla de rescate incorpora un sistema de oruga eléctrico con dos modos de

funcionamiento, ascenso y descenso, controlables mediante panel integrado, que facilitan el traslado

de personas en caso de evacuación o emergencia. Especialmente diseñada para la evacuación por

escaleras. Cuenta con reposabrazos y asideros abatibles para usar según cada situación y cinturones

de seguridad.

Figura 2.13 Silla LG2020 [6]

Figura 2.14 Silla LG2020 [6]

Figura 2.15 Silla de evacuación y

rescate eléctrica [7]

Figura 2.16 Silla de evacuación

y rescate eléctrica [7]


9

- Eficacis

El sistema sube-escaleras Eficacis es ideal para subir por escaleras muy estrechas, con rellanos

pequeños y/o con escalones en abanico. El inconveniente es que tiene la altura del escalón limitado.

- Scewo

Es una silla de ruedas desarrollada por un equipo de estudiantes de la Universidad ZHDK y ETH de

Zúrich. Su verticalidad se produce gracias al sistema simulado a los Segway, que además viene con un

sube-escalera tipo oruga para proporcionar mayor agarre en cada peldaño. Sus grandes ruedas hacen

posible superar obstáculos sin problemas, y su estructura compacta permite acceder a través de

puertas estándar y maniobrar con facilidad en espacios cerrados. Cuenta con unas palas de caucho que

permiten bajar y subir escaleras de manera suave y segura, con tan solo apretar un botón. Debido a

que estas palas tienen una base muy amplia y rígida la silla permanece estable incluso al subir o bajar

una escalera de caracol.

Figura 2.17 Eficacis [8]

Figura 2.18 Eficacis [8]

Figura 2.19 Eficacis

[8]

Memoria

10

Como se puede observar existen en el mercado varias opciones de sillas autónomas motorizadas (sin

utilización de raíl). En este proyecto se ha querido diseñar un dispositivo similar al modelo estándar SA-

2, pero capaz de girar en pendiente.

El modelo estándar SA-2 lleva unas rueditas en los laterales de forma que cuando el sistema llega a una

superficie lista, quien dirige el dispositivo desacopla las ruedas bajándolas hasta tocar el suelo y con

ayuda del manillar se realiza el giro. En el caso de este proyecto, al tener las orugas separadas por

motores independientes, permite girarlas cada una en sentidos de giros distintos.

Figura 2.21 Proyecto silla salva-escaleras. Fuente: Elaboración propia

Figura 2.20 Scewo [9]

Figura 2.21 Scewo [9]


11

3. Silla de ruedas

Se considerará las dimensiones y el peso de la silla de ruedas que se acoplará al dispositivo con la

persona sentada encima. Es importante en el diseño del aparato hacer un buen cálculo de forma que

la estructura pueda resistir todos los esfuerzos que se le imponen. Por ello, es necesario conocer las

dimensiones que se van a acoplar encima del dispositivo junto con sus masa y saber de qué forma está

distribuida.

3.1. Centro de gravedad de la persona sentada

La Universidad de Michigan (Transportation Research Institute) realizó un estudio llamado Whole-body

centre of mass location in seated postures para determinar dónde se encuentra el centro de gravedad

de una persona sentada.

Se basó en un análisis realizado por la Civilian American and European Survey Anthropometry Resource

(CAESAR) realizado sobre una muestra de ciudadanos estadounidenses a finales de 1990.

Las técnicas de imagen tridimensionales permiten estimar la masa del cuerpo humano a partir de datos

de su contorno. El contorno de cada persona analizada se descompone en más de 100.000 polígonos.

El estudio se realizó en tres posiciones:

- De pie con brazos a lo largo del cuerpo

- Persona sentada relajada con brazos apoyados en los muslos

- Persona sentada con los brazos en alto

Para este proyecto sólo se han tenido en cuenta los datos correspondientes a la segunda posición,

persona sentada relajada con brazos apoyados en los muslos.

Se escanearon los torsos de todos los individuos (447 mujeres y 315 hombres). Los torsos analizados

se descomponen en cortes horizontales de 12 𝑚𝑚 de alto.

El sistema calcula el centro de masa de cada corte. La masa se calcula multiplicando el volumen

resultante de cada corte por 1 𝑔/𝑚3 que es la densidad media del cuerpo humano.

La figura a continuación muestra la posición del centro de masa respecto a la parte posterior de las

nalgas. La posición del centro de masa respecto la parte posterior de las nalgas para un individuo adulto

de masa media 77 𝐾𝑔 se encuentra a 220 𝑚𝑚 por delante de la parte posterior de las nalgas.

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12

Para una mayor seguridad de cálculo se interpola este valor para un caso de masa 120 𝐾𝑔, la distancia

resultante en horizontal respecto la posición de las nalgas es de 257 𝑚𝑚.

La figura a continuación muestra la posición vertical del centro de masa respecto a la superficie del

asiento. El valor medio para varones (244 𝑚𝑚) es ligeramente superior al de mujeres (226 𝑚𝑚). El

valor medio es 235 𝑚𝑚. Cabe observar que la altura del centro de masa no está necesariamente

vinculado a la masa corporal.

Figura 3.1 Centro de masa respecto la horizontal [10]


13

Como conclusión se considerará la posición del centro de masa de una persona sentada de 120 𝐾𝑔

(siempre se tratarán los cálculos del dispositivo como caso critico) a 257 𝑚𝑚 por delante del respaldo

de la silla y 235 𝑚𝑚 por encima de la superficie del asiento.

3.2. Dimensiones silla de ruedas

Para la silla de ruedas se han considerado las dimensiones de las imágenes siguientes que están dentro

del rango de dimensiones estándar de silla de ruedas.

Dimensiones silla de

ruedas estándar (en metros):

Figura 3.3 Dimensiones estándar silla [11]

Figura 3.2 Centro de masa respecto la vertical [10]

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14

Vista superior Vista lateral

Dimensiones silla de ruedas utilizadas para el proyecto (en cm):

Las ruedas posteriores estándar son de 24” (609,6 𝑚𝑚) incluyendo neumático y la altura del asiento

es de 495 𝑚𝑚. La silla incorpora en las ruedas posteriores frenos estáticos de bloqueo accionados

manualmente. Mediante una aplicación de abatimiento de la palanca la rueda posterior queda

fuertemente bloqueada.

Figura 3.4 Dimensiones estándar silla vista

superior [11]

Figura 3.5 Dimensiones estándar silla

vista latera [11]

Figura 3.6 Dimensiones silla vista lateral.

Fuente: Elaboración propia

Figura 3.7 Dimensiones silla vista frontal



15

El peso de una silla de estas características, es de aproximadamente 10 𝐾𝑔. La posición del centro de

gravedad (𝐶𝑑𝐺) de la silla sin ocupante dependerá de la geometría concreta del modelo, pero siempre

cumplirá con los siguientes puntos; En altura, por encima del eje de la rueda posterior y por debajo del

asiento. En longitud, entre la vertical del eje horizontal de la rueda posterior y un eje teórico de

intersección entre rueda posterior y asiento.

Para el estudio se considerará el 𝐶𝑑𝐺 de la silla sin ocupante, la mitad del segmento que une el eje de

la rueda posterior y la intersección rueda posterior/asiento.

CdG

Figura 3.8 Freno silla [12]

Figura 3.9 CdG silla frontal. Fuente: Elaboración propia

Memoria

16

Respecto al punto de contacto de la rueda posterior con el terreno, el centro de gravedad quedará:

Diámetro rueda posterior 24” (incluyendo neumático) 609,6𝑚𝑚.

Se calcula el ángulo de inclinación del segmento

𝑎𝑟𝑐𝑠𝑒𝑛 ((495 −609,6

2) ÷

609,6

2) = 38,61°

Posición en longitud del 𝐶𝑑𝐺 respecto al punto de contacto con el terreno de la rueda posterior:

𝐶𝑑𝐺𝑥 =609,6

4∗ 𝑐𝑜𝑠(38,61°) = 119,09 𝑚𝑚

Posición en altura del 𝐶𝑑𝐺 respecto al terreno:

𝐶𝑑𝐺𝑦 =609,6

2+

609,6

4∗ 𝑠𝑒𝑛(38,61°) = 400 𝑚𝑚

CdG

𝐶𝑑𝐺

Figura 3.10 CdG silla lateral. Fuente: Elaboración propia

(Ec. 3.2)

(Ec. 3.3)

(Ec. 3.1)


17

El cálculo del 𝐶𝑑𝐺 de la persona daba los siguientes valores para su posición respecto al punto de

contacto de la rueda posterior con el terreno:

𝐶𝑑𝐺𝑝𝑒𝑟𝑠𝑜𝑛𝑎𝑥 = 257 𝑚𝑚

𝐶𝑑𝐺𝑝𝑒𝑟𝑠𝑜𝑛𝑎𝑦 = 495 + 235 = 730𝑚𝑚

Figura 3.11 Punto CdG Silla. Fuente: Elaboración propia

Figura 3.12 Punto CdG Persona. Fuente: Elaboración propia

Memoria

18

Para calcular la posición del 𝐶𝑑𝐺 del conjunto persona más silla planteamos las ecuaciones:

Está todo calculado respecto del punto de contacto de la rueda trasera con el terreno.

(120 𝐾𝑔 (𝑝𝑒𝑟𝑠𝑜𝑛𝑎) + 10 𝐾𝑔 (𝑠𝑖𝑙𝑙𝑎)) ∗ 𝑥 = (120 × 257) + (10 × 145)

(120 𝐾𝑔 (𝑝𝑒𝑟𝑠𝑜𝑛𝑎) + 10 𝐾𝑔 (𝑠𝑖𝑙𝑙𝑎)) ∗ 𝑦 = (120 × 730) + (10 × 352)

130𝑥 = 30840 + 1450

140𝑦 = 87600 + 3520

Despejando 𝑥 e 𝑦 obtenemos la posición del CdG del conjunto persona más silla respecto al punto de

contacto de la rueda posterior con el terreno.

Se obtiene:

𝐶𝑑𝐺𝑐𝑜𝑛𝑗𝑢𝑛𝑡𝑜𝑥 = 248,38 𝑚𝑚

𝐶𝑑𝐺𝑐𝑜𝑛𝑗𝑢𝑛𝑡𝑜𝑦 = 650,86 𝑚𝑚

Figura 3.13 Punto CdG del sistema. Fuente: Elaboración propia

(Ec. 3.4)

(Ec. 3.5)


19

4. Requisitos del dispositivo

Teniendo en cuenta que el dispositivo tiene que llevar una velocidad considerable y sin poner en riesgo

la integridad física de la persona, como requisito se impone que el sistema sea capaz de subir una

planta por minuto, considerando 22 escalones por planta.

4.1. Dimensiones escalones

Se planteará la situación más desfavorable, para ello, se ha utilizado el Código Técnico de Edificación

(CTE) dónde se expone la normativa sobre las dimensiones legales de los escalones en viviendas.

De acuerdo al Código Técnico de Edificación (CTE) de Febrero de 2010, en su Documento Básico SUA,

Seguridad de utilización y accesibilidad, en su Sección SUA 1, Seguridad frente al riesgo de caídas, en

su apartado 4 Escaleras y rampas, por el cual se intenta limitar el riesgo de caídas de los usuarios de

escaleras, dice:

En tramos rectos, la huella medirá 28 𝑐𝑚 como mínimo. En tramos rectos o curvo la contrahuella

medirá 13 𝑐𝑚 como mínimo y 18,5 𝑐𝑚 como máximo, excepto en zonas de uso público, así como

siempre que no se disponga ascensor como alternativa a la escalera, en cuyo caso la contrahuella

medirá 17,5 𝑐𝑚 como máximo.

La huella (H) y la contrahuella (C) cumplirán a lo largo de una misma escalera la relación siguiente:

54 𝑐𝑚 ≤ 2𝐶 + 𝐻 ≤ 70 𝑐𝑚

Figura 4.1 Escaleras tramo recto [13]

Memoria

20

Eso significa que:

2𝐶 + 𝐻 ≥ 54 𝑐𝑚

2𝐶 + 𝐻 ≤ 70 𝑐𝑚

A continuación se calcula la hipotenusa entre la huella y la contrahuella para saber la inclinación

máxima con la que la escalera puede llegar a tener que salvar los peldaños.

El caso crítico para salvar el escalón con mayor inclinación por normativa, sería considerar una altura

de contrahuella de C = 18,5 𝑚𝑚

2 · 18,5 + 𝐻 ≥ 54 𝑐𝑚 → 𝐻 = 17 𝑐𝑚

2 · 18,5 + 𝐻 ≤ 70 𝑐𝑚 → 𝐻 = 33 𝑐𝑚

La huella de 17 𝑐𝑚 no podrá darse nunca porque está por debajo del mínimo legal permitido.

Si nos ponemos en el caso más crítico para salvar el escalón más estrecho posible diseñado por

normativa, se consideraría una anchura mínima de huella de 28 𝑐𝑚.

2𝐶 + 𝐻 ≥ 54 𝑐𝑚

2𝐶 + 𝐻 ≤ 70 𝑐𝑚

2𝐶 + 28 ≥ 54 𝑐𝑚 → 𝐶 = 21 𝑐𝑚

2𝐶 + 28 ≤ 70 𝑐𝑚 → 𝐶 = 13 𝑐𝑚

La contrahuella de 21 𝑐𝑚 nunca podrá darse porque no está dentro del marco legal.

C

H

Pendiente

Figura 4.2 Pendiente escalón. Fuente: Elaboración propia

(Ec. 4.1)

(Ec. 4.2)

(Ec. 4.3)

(Ec. 4.4)


21

Una vez conocido el valor de la huella, se dimensiona la pendiente y ángulo con las siguientes

ecuaciones.

Se saca la pendiente a partir de la ecuación de Pitágoras.

𝑃2 = 𝐶2 + 𝐻2

Por trigonometría:

𝑡𝑔𝛳 = 𝐶

𝐻

Dónde:

𝑃: Pendiente o inclinación

𝛳: Ángulo de la pendiente respecto la horizontal

Se calcula el caso de altura máxima y anchura mínima, que sería el caso crítico con mayor inclinación

que salvar.

𝐻 = 28 𝑐𝑚

𝐶 = 18,5 𝑐𝑚

𝑃2 = 𝐶2 + 𝐻2

𝑃2 = 18,52 + 282 ; 𝑃 = 33,56 𝑐𝑚

𝑡𝑔𝛳 =18,5

28

𝛳 = 33,45º 𝑑𝑒 𝑖𝑛𝑐𝑙𝑖𝑛𝑎𝑐𝑖ó𝑛

En tramos curvos, la huella medirá 28 𝑐𝑚 como mínimo, a una distancia de 50 𝑐𝑚 del borde interior

y 44 𝑐𝑚 como máximo, en el borde exterior (véase en la fotografía de escaleras tramo curvos). Además

se cumplirá la relación indicada en el punto anterior a 50 𝑐𝑚 de ambos extremos.

54 𝑐𝑚 ≤ 2𝐶 + 𝐻 ≤ 70 𝑐𝑚

La dimensión de toda huella se medirá, en cada peldaño, según la dirección de la marcha.

(Ec. 4.5)

(Ec. 4.6)

(Ec. 4.7)

(Ec. 4.8)

Memoria

22

Figura 4.3 Escaleras tramo curvo [13]

En cuanto a huella y contrahuella son las mismas dimensiones en escaleras con trazo curvo y recto por

lo que el valor de máxima pendiente se mantiene.

Además con esta información podemos observar que cada peldaño tiene una dimensión de anchura

mínima útil de 50 𝑐𝑚 a cada lado por lo que la anchura del mecanismo no podrá ser superior a

100 𝑐𝑚.

Una vez obtenido el valor máximo de pendiente, se puede hacer la equivalencia en escalones y calcular

la velocidad nominal que deberá alcanzar el sistema:

22 𝑒𝑠𝑐𝑎𝑙𝑜𝑛𝑒𝑠 ∗ 0,336 𝑚

1 𝑚𝑖𝑛 = 7,392 𝑚/𝑚𝑖𝑛

Suponiendo que el peso de la persona es de 120 𝐾𝑔 y el de la silla de 10 𝐾𝑔, se tiene un peso total

del bloque persona + silla de 130 𝐾𝑔.

(Ec. 4.9)


23

5. Principio de funcionamiento mecánico

El diseño de este proyecto reside en el principio de funcionamiento del mismo.

El sistema de transmisión se compone de dos motores eléctricos alimentados por una batería DC

donde cada uno está unido a un sistema tornillo sin fin-corona. Se fija un eje a la salida del reductor

que comunica el par motor a la rueda tractora, que es la que hará girar la oruga exterior de goma

envolvente con las otras dos ruedas dentadas conducidas.

Se ha llegado a éste resultado después de barajar entre tres posibles mecanismos de transmisión. El

primero constaba solo de un motor, pero no dejaba girar las orugas de forma independiente por lo que

hacía imposible el giro. En la segunda opción de mecanismo, ya con todo el sistema duplicado (es decir,

dos motores independientes) se pensó en quitar la cadena de transmisión que unía el reductor con la

rueda tractora, porqué así se desplazaba el peso de los motores hasta el extremo y con ellos el centro

de masa del conjunto. Se comprobó que colocando el eje de la salida del reductor en la primera rueda

de ataque del sistema no era necesario el uso de cadena. En el tercer modelo se planteó poner un

diferencial en vez de dos motores para reducir espacio, pero la obligación de poner frenos era

imposible por el diámetro de éstos. La última y definitiva opción fue optar por un sistema tornillo sin

fin-corona que es autoblocante, por lo que no es necesario acoplar frenos, y manteniendo los dos

motores. Se consideró esta última la opción como la idónea.

Rueda 1

Rueda 2 Rueda 3

Oruga

Motores

Caja Batería

Manillar

Rodillo

Regulador tensor

Tubo manillar apoyo ruedas

Figura 5.1 Ensamblaje dispositivo. Fuente: Elaboración propia

Memoria

24

Motores

Eje rueda tractora

Eje rueda conducida 2

Oruga

Eje rueda conducida 3

Bastidor exterior

Bastidores interiores

Bastidor exterior

Figura 5.2 Ensamblaje dispositivo. Fuente: Elaboración propia


25

6. Situaciones críticas de funcionamiento

A continuación están expresadas un par de situaciones críticas en las que puede verse expuesto el

dispositivo.

o Arranque en superficie horizontal.

o Arranque en plano inclinado en escalera.

6.1. Arranque en superficie horizontal.

Dispositivo posicionado en dirección hacia las escaleras. Una de las situaciones más desfavorables en

las que se podría presentar el dispositivo es que no esté perfectamente encarado al primer escalón por

lo que sea solo una de las dos orugas la que toque primero. De forma que la fuerza para ascender el

escalón la realizará solo esa oruga.

En el dispositivo la potencia viene proporcionada por dos motores independientes alimentados por

una batería eléctrica.

En esta primera situación planteada, el inicio del movimiento se conseguirá a través de un solo motor.

Es por ello que en la elección de los motores se debe considerar un mayor par motor, igual al que se

necesitaría con los dos motores en funcionamiento normal.

Se supone un bloque de persona + silla de 130 𝐾𝑔 (persona 120 𝐾𝑔 y silla 10 𝐾𝑔) y 60 𝐾𝑔 de aparato

salva escaleras. Por tanto el peso que se tiene que levantar es de 190 𝐾𝑔.

Al iniciar el ascenso el punto que permanece fijo es el eje de las ruedas traseras. El centro de gravedad

se encuentra a 550 𝑚𝑚 del eje de las ruedas traseras. El par que hay que vencer es

190𝐾𝑔 del bloque silla mas persona ∗ 0,55 𝑚 ∗ 9,81 = 1025,145 𝑁𝑚. Este par hay que

compensarlo con la fuerza que ejerce la oruga sobre el escalón.

La distancia entre el punto de aplicación de la oruga sobre el escalón y el centro de giro es de 𝟗𝟓𝟐 𝑚𝑚.

Memoria

26

Figura 6.1 Dimensiones oruga. Fuente: Elaboración propia

Igualando los dos momentos llegamos a la siguiente igualdad:

𝐹 ∗ 0,952 = 1025 𝑁𝑚

De aquí se obtiene:

𝐹 =1025 𝑁𝑚

0,952 𝑚= 1076 𝑁

Esta fuerza sobre la oruga ejerce un par sobre el eje de

1076 ∗0,1617

2= 87 𝑁𝑚

Siendo 161,7 𝑚𝑚 el diámetro primitivo de la rueda tractora.

El par de cada uno de los motores motor deberá ser superior a 87 𝑁𝑚.

6.2. Arranque en plano inclinado en escalera

A continuación, se pasa a evaluará el segundo caso crítico planteado; arranque en plano inclinado en

escalera.

Rueda 1

Rueda 2 Rueda 3

(Ec. 4.10)

(Ec. 4.11)

(Ec. 4.12)


27

Estando parado en un plano inclinado damos por hecho que el arranque será con los motores a la vez,

al haber contacto con el escalón en las dos orugas.

En un plano inclinado con un ángulo de 33,45º, el peso de 190𝐾𝑔 (1864 𝑁) se descompone en una

componente normal al plano inclinado de valor 1555 𝑁 y una componente paralela de 1027 𝑁. Es

esta última fuerza la que debemos compensar en situación de movimiento rectilíneo uniforme.

Para llegar a la velocidad uniforme existirá una aceleración. Se quiere llegar a la velocidad nominal de

7,39 𝑚/𝑚𝑖𝑛 desde 𝑣 = 0 en plano inclinado en la longitud equivalente a medio escalón, es decir,

0,168 𝑚.

Según las formulas del MRUA (movimiento rectilíneo uniformemente acelerado) tenemos:

Ecuación de la posición:

𝑥𝑓 = 𝑥0 + 𝑣0(𝑡𝑓 − 𝑡0) +1

2∗ 𝑎 ∗ (𝑡 − 𝑡0)2

Ecuación de la aceleración:

𝑎 =𝑣𝑓 − 𝑣0

𝑡𝑓 − 𝑡0

Se considera posición inicial, velocidad inicial y tiempo inicial igual a cero.

𝑥0 = 0

𝑣0 = 0

𝑡0 = 0

𝑥𝑓 =1

2∗ 𝑎 ∗ 𝑡2 → 0,168 =

1

2∗ 𝑎 ∗ 𝑡2

𝑎 =7,39

𝑡𝑓

Se resuelve la ecuación y se obtienen los siguientes valores:

𝑎 = 0,0452 𝑚/𝑠2

𝑡𝑓 = 2,72 𝑠

Para calcular la fuerza necesaria para acelerar el sistema en un plano horizontal se calcula con la

siguiente ecuación:

𝐹 = 𝑚 ∗ 𝑎

(Ec. 6.1)

(Ec. 6.2)

(Ec. 6.5)

(Ec. 6.3)

(Ec. 6.4)

Memoria

28

Por tanto;

𝐹 = 𝑚 ∗ 𝑎 = 190 𝐾𝑔 ∗ 0,0452𝑚

𝑠2 = 8,59 𝑁

Es decir, la fuerza teórica para mover el dispositivo en plano inclinado desde 𝑣(𝑡 = 0) = 0 y 𝑣(𝑡 =

2,72 𝑠) = 7,39 𝑚/𝑚𝑖𝑛 es de 1027 + 8,59 = 1036 𝑁. Sobre cada oruga incide la mitad de este valor,

es decir, 518 𝑁.

Esta fuerza de 518 𝑁 en cada oruga es inferior a la fuerza de 1076 𝑁 en cada oruga calculada según

la hipótesis anterior de arranque en superficie llana. Es por ello por lo que para el cálculo se considera

el valor de 1076N en cada oruga que ejerce un par sobre el eje de la rueda motora de 87 𝑁𝑚.

El motor eléctrico de cada oruga deberá garantizar los valores de fuerza indicados, el par calculado

anteriormente de 87 𝑁𝑚 por motor y una velocidad de desplazamiento en plano inclinado de

33, 45º 𝑑𝑒 7,4 𝑚/𝑚𝑖𝑛.

6.3. Selección del motor

Se ha buscado en el mercado el motor que cumpliera las características especificadas anteriormente y

se ha encontrado lo siguiente:

De entre las posibilidades, se ha escogido el motor con un velocidad de 15 𝑟𝑝𝑚 ya que con la

velocidad 𝑑𝑒 7,39 𝑚/𝑚𝑖𝑛 y un diámetro de rueda de 161,7 𝑚𝑚 se obtiene los 𝑟𝑝𝑚.

7,39𝑚

𝑚𝑖𝑛𝜋 ∗ 0,1617 𝑚

= 14,55 𝑟𝑝𝑚

Con este valor, se busca en tablas un valor aproximado de 15 𝑟𝑝𝑚 y con un par motor superior al

necesario de 87 𝑁𝑚. En tablas el valor está expresado en 𝐾𝑔 ∗ 𝑐𝑚, dónde 87 𝑁𝑚 equivale a

887,15 𝐾𝑔 ∗ 𝑐𝑚.

(Ec. 6.6)

(Ec. 6.7)


29

Figura 6.2 Catálogo motores [14]

Memoria

30

7. Sistema de tracción: Oruga

El dispositivo salva-escaleras incorpora un sistema de tracción del tipo oruga. Este sistema permite el

ascenso por tramos de escaleras. Equipa dos orugas accionadas por dos motores eléctricos

independientes de corriente continua que generan igual potencia en ambos sentidos de giro. El

accionamiento de cada uno de los motores es independiente. Ello permite realizar giros del dispositivo

salva-escaleras. Cuando sólo está en movimiento una de las dos orugas, el dispositivo el dispositivo

girará hacia el lado de la oruga parada. Asimismo permite giros sobre su propio eje al accionar las dos

orugas cada una en sentido contrario.

Cada motor acciona vía un reductor del tipo tornillo sinfín-corona une eje solidario en su extremo a

una polea tractora dentada. Esta polea accionada por el motor permite los desplazamientos en ambas

direcciones. En el ascenso de las escaleras esta polea rota en un sentido y en el descenso rota en

sentido contrario. La disposición del dispositivo en el ascenso y en el descenso es la misma, es decir la

persona que guía el dispositivo está siempre en la parte más elevada del dispositivo guiando el mismo

y controlando la buena ejecución del desplazamiento dentro de las más estrictas normas de seguridad.

Tanto en el movimiento de ascenso como de descenso de escaleras el lado de la oruga sometida a

tracción es el mismo.

Figura 7.1 Tipo oruga [15]


31

Se ha considerado el uso de un producto que cumpla con la función encomendada y que exista en el

mercado.

Se ha recurrido a una correa dentada (timing belt) del fabricante Gates, empresa con presencia

internacional y con una oferta muy amplia de producto en el sector de las correas dentadas. De la

misma marca existe un manual sobre teoría de correas dentadas, un manual sobre cálculo de correas

dentadas y un catálogo extenso de sus productos.

Este fabricante presenta una oferta amplia y ofrece además su conocimiento para desarrollar un perfil

que se adapte a las exigencias que presente cada tipo de necesidad (unlimited customizing options).

Es decir, se pretende mantener las características, disposición y geometría de la parte interior de la

correa (la que está en contacto con las ruedas dentadas) y generar un perfil en la parte exterior (la que

está en contacto con el terreno) que se adapte a las necesidades del dispositivo salva-escaleras. Este

perfil se obtendría vulcanizando sobre la correa el perfil en caucho que se considere adecuado. Es

importante que el caucho no deje huellas en el pavimento.

El ángulo de inclinación máximo en el que se desplazará el dispositivo es

𝑎𝑟𝑐 𝑡𝑔 (185 ÷ 280) = 33,45°

El coeficiente de rozamiento 𝜇 entre caucho y calzada seca es en valor medio 0,7 (Larburu).

Ello corresponde a un ángulo de valor de 𝑎𝑟𝑐 𝑡𝑔 (0,7) = 34,99°

Tabla 7.1 Coeficientes de rozamiento [17]

(Ec. 7.1)

(Ec. 7.2)

Memoria

32

Esto implica que en el caso de que la superficie externa de la correa en caucho fuese lisa estaríamos en

situación límite para el ángulo de inclinación máximo previsto de 33,45°. Es por ello que la correa

incorporará un dibujo agresivo, incorporando tacos que mejoren dicho coeficiente.

En la imagen a continuación se indica un ejemplo ilustrativo de un posible tipo de taco a incorporar.

Para determinar el paso (pitch) de la correa se entra en el documento Gates Power Grip GT3 Drive

Design Manual. Página 7

Figura 7.2 Relieve oruga [15]

Tabla 7.2 Paso entre dientes


33

La tabla de dicha página nos indica que para una potencia entre 0,15 y 1,5 𝐶𝑉, (El rango de potencia

de cada motor eléctrico que equipa el dispositivo previsto es de aproximadamente 0,25 𝐾𝑤 es decir

0,34 𝐶𝑉), y para revoluciones por debajo de 100 𝑟𝑝𝑚, el paso recomendado es el H es decir de media

pulgada.

0,5 𝑖𝑛 =25,4 𝑚𝑚

2 = 12,7 𝑚𝑚

Es un paso muy utilizado en la industria. Es el paso que se utiliza, entre otras muchas aplicaciones, en

las cadenas de bicicleta.

El movimiento se transmite a la oruga por medio de una rueda dentada en la parte anterior (rueda

tractora). En cada oruga se integran además dos ruedas conducidas, también dentadas. Estas tres

ruedas se posicionan en cada uno de los tres vértices que forman la oruga.

Rueda 1

Rueda 2 Rueda 3

Figura 7.3 Representación paso 12,7 mm [15]

Figura 7.4 Numeración ruedas. Fuente: Elaboración propia

(Ec. 7.3)

Memoria

34

Los extremos de los valles de sus dientes acaban en un disco para garantizar un correcto guiado de las

orugas y evitar el escape lateral de las mismas.

La rueda tractora es de un diámetro superior a las conducidas. Ello facilita el ataque al primer escalón

en el inicio del movimiento de ascenso y permite además incorporar el mecanismo motor reductor en

el interior de su diámetro.

7.1. Dimensiones de las ruedas

Para el dispositivo considerado, teniendo en cuenta las restricciones del diseño, los diámetros

primitivos retenidos son: Para la rueda anterior (tractora) 161,7 𝑚𝑚 (6,366”). Las ruedas conducidas

tienen, cada una de ellas, el mismo diámetro primitivo igual a 121,3 𝑚𝑚 (4,775”). Se escoge este

diámetro de rueda porqué es el mínimo permitido para que sea la rueda la primera que toque el suelo

y no la caja del reductor.

7.2. Ancho de la oruga

Para calcular el ancho de la polea se analiza la pág. 113 del mismo documento anterior.

En la misma se indica para un determinado paso y ancho de correa la potencia que puede transmitir la

correa en función de la velocidad angular de la polea que gira más rápido. En nuestro caso, para

conseguir la velocidad deseada, la rueda tractora gira a

𝜔𝑅𝑡 = 15 𝑟𝑝𝑚

Las ruedas conducidas giraran por lo tanto a

𝜔𝑅𝑐 = 15 ∗161,7

121,3= 20 𝑟𝑝𝑚

Se analiza la viabilidad de una ancho de 2 pulgadas (2𝑥25,4 = 50,8 𝑚𝑚). El paso ya hemos visto que

es 0,5 pulgadas y el motor transmite una potencia de 0,34 𝐶𝑉 y en una oruga cuya rueda que gira más

rápido (diámetro 4,775”) lo hace a 20 𝑟𝑝𝑚.

(Ec. 7.4)

(Ec. 7.5)


35

De la tabla de la página 113 se obtiene para 100 𝑟𝑝𝑚 y diámetro 4,775” un valor de potencia de

1,12 𝐶𝑉. Se extrapola para una velocidad de 20 𝑟𝑝𝑚.

En un movimiento rotatorio la potencia es igual al momento multiplicado por la velocidad angular

𝑃(𝑤) = 𝑀(𝑁𝑚) ∗ 𝜔(𝑟𝑎𝑑)

Para un momento determinado la potencia es directamente proporcional a la velocidad angular.

Es decir para una velocidad de 20rpm la potencia que puede transmitir respecto a la que transmite a

100 𝑟𝑝𝑚 será:

20

100= 20%

O lo que es lo mismo

20 % ∗ 1,12 𝐶𝑉 = 0,224 𝐶𝑉

Este valor es inferior a potencia del motor (0,25 𝑘𝑊 = 0,34 𝐶𝑉). Es decir, la correa dentada de

ancho 2 pulgadas no puede transmitir la potencia del motor. Por ello se analiza la correa de ancho

superior igual a 3 pulgadas.

Página 114 del mismo documento

Tabla 7.3 Valor de CV para 2’’ de ancho de oruga [16]

(Ec. 7.6)

(Ec. 7.7)

(Ec. 7.8)

Memoria

36

Se obtiene para 100 𝑟𝑝𝑚 y diámetro 4,775” un valor de potencia de 1,78 𝐶𝑉.

Mediante el mismo cálculo realizado anteriormente la potencia que puede transmitir 𝑎 20 𝑟𝑝𝑚 es un

20 % de la que puede transmitir a 100 𝑟𝑝𝑚.

Es decir la potencia que puede transmitir la correa dentada de 3 pulgadas es

20 % ∗ 1,78 𝐶𝑉 = 0,36 𝐶𝑉

Este valor es superior a los 0,34 𝐶𝑉 del motor eléctrico. Es decir la polea de 3 pulgadas (3 ∗ 25,4 =

76,2 𝑚𝑚) es válida para este cometido.

Se ha indicado que las dos ruedas conducidas de cada oruga presentan el mismo diámetro entre ellas.

La posterior está unida a un tensor que permite un ajuste estático longitudinal para garantizar la

tensión óptima de funcionamiento y permitir además la sustitución de cada oruga. La tensión óptima

de funcionamiento para este tipo de correas se estima en una tensión en el lado de tracción 5 veces

superior al lado conducido como se puede ver en la página 11 del manual de Gates.

Ello se consigue pre tensionando estáticamente con el tensor y modificando el número de dientes de

la correa entre lado de tracción y lado conducido. Tanto en el movimiento de ascenso como de

descenso de escaleras el lado de la oruga sometida a tracción es el mismo.

Para la correcta elección de la correa dentada y sus ruedas o poleas correspondientes entramos en el

Catálogo de Gates. Gates Power Transmission Catalog. En la página 207 aparecen las ruedas para este

tipo de correa.

Tabla 7.4 Valor de CV para 3’’ de ancho de oruga [16]

(Ec. 7.9)


37

Se adopta:

Rueda tractora para ancho de 3 pulgadas de diámetro primitivo de 6,366”con 40 dientes. Va

acompañada de un casquillo de adaptación al eje motor.

Rueda conducida para ancho de 3 pulgadas de diámetro primitivo de 4,775” con 30 dientes y el

correspondiente casquillo.

Diámetro primitivo Rueda 1: 6,366’’ = 161,6964 𝑚𝑚 𝑅𝑎𝑑𝑖𝑜 = 80,8482 𝑚𝑚

Diámetro primitivo Rueda 2 y 3: 4,775’’ = 121,285 𝑚𝑚 𝑅𝑎𝑑𝑖𝑜 = 60,6425 𝑚𝑚

Tabla 7.5 Valor de diámetro primitivo de rueda para para 3’’ de ancho de oruga [16]

Figura 7.5 Valor diámetro primitivo rueda 1.


Figura 7.6 Valor diámetro primitivo rueda 2 y 3.


Memoria

38

7.3. Longitud de la oruga

Se procede al cálculo de la longitud primitiva de la correa dentada:

La longitud de los segmentos rectos es

𝐿𝑟 = 700 + 261,1 ∗ cos(4,42) + 890,6 ∗ cos (1,3) = 1851𝑚𝑚

La longitud de los arcos de circunferencia es

𝐿𝑐 =45,56

360∗ 𝜋 ∗ 121,3 +

148,7

360∗ 𝜋 ∗ 161,7 +

164,72

360∗ 𝜋 ∗ 121,3 = 433𝑚𝑚

Es decir la longitud primitiva de la correa es

𝐿𝑡 = 𝐿𝑟 + 𝐿𝑐 = 2284 𝑚𝑚

2284 𝑚𝑚 ∗1 𝑖𝑛

25,4 𝑚𝑚= 89,92 𝑖𝑛

En la página 64 localizamos una correa de 90” y 180 dientes que se adapta a nuestras necesidades.

Figura 7.7 Longitud oruga. Fuente: Elaboración propia

(Ec. 7.10)

(Ec. 7.11)

(Ec. 7.12)

(Ec. 7.13)


39

Tabla 7.6 Valor longitud normalizada oruga

Figura 7.8 Oruga vista lateral. Fuente: Elaboración propia

Figura 7.9 Ancho de 3’’ de la oruga. Fuente: Elaboración propia

Memoria

40

8. Dimensionar el eje de la rueda tractora

Se quiere dimensionar el eje de la rueda tractora, que es el encargado de proporcionar el par de la

salida del reductor a la correa dentada.

Figura 8.1 Vista isométrica del eje de la rueda tractora. Fuente: Elaboración propia

Figura 8.2 Vista en plana del eje de la rueda tractora. Fuente: Elaboración propia

Figura 8.3 Vista frontal del eje de la rueda tractora. Fuente: Elaboración propia


41

Como bien se ha especificado anteriormente, la elección del motor se ha hecho en base a la potencia

necesaria para cumplir con los dos casos críticos en los que se puede presentar el dispositivo.

El motor en cuestión tiene las siguientes características:

Potencia del motor: 250 W

Velocidad del motor: 15 rpm

Par motor a la salida del reductor: 103, 98 𝑁𝑚

Diámetro a la salida del reductor: 18 𝑚𝑚.

A continuación se comprobará la posibilidad de dejar el diámetro del eje del árbol a 18 𝑚𝑚 igual que

el diámetro de la salida del reductor. Por tanto, a continuación se evaluará la vida del eje utilizando un

factor de entalla estimado para los chaveteros de 𝐾𝑓 = 1,6.

De la siguiente imagen:

A es la corona (salida del reductor)

B es un rodamiento

C es la polea que tracciona la correa dentada

D es un rodamiento

Las distancias ente los puntos son las siguientes:

Distancia 𝐴𝐵̅̅ ̅̅ = 49,8 𝑚𝑚

Distancia 𝐵𝐶̅̅ ̅̅ = 55,4 𝑚𝑚

Distancia 𝐶𝐷̅̅ ̅̅ = 55,4 𝑚𝑚

.

A

B

C

D Y

X Z Figura 8.4 Representación eje tractor.


Memoria

42

En A está el momento de la salida del reductor equivalente a 103, 98 𝑁𝑚.

En C están las fuerzas equivalentes del ramal tenso y ramal flojo. Según el catálogo Gates un buena

relación entre ellas es de 1/5 . Posteriormente se descompondrán en una fuerza vertical y horizontal.

En B y en D se tendrá que calcular una reacción vertical y otra horizontal por cada apoyo, es decir;

𝐵𝑦 , 𝐵𝑧, 𝐷𝑦 , 𝐷𝑧.

Una vez obtenidas las 4 variables se calculará el diagrama de momentos cortantes, diagrama de

momentos flectores y diagrama de momento torsor para los dos planos 𝑥𝑦 y 𝑥𝑧.

Se calcula las tensiones de la correa dentada:

El par a la salida del reductor es constante en el eje de 103, 98 𝑁𝑚.

Se llamará 𝑠1 al ramal tenso y 𝑠2 al ramal flojo.

Utilizando las siguientes ecuaciones se obtiene las dos variables 𝑠1 y 𝑠2;

𝑀𝑡 = (𝑠1 − 𝑠2) ∗𝑑

2

𝑠1

𝑠2= 5

Por tanto:

𝑀𝑡 = (𝑠1 − 𝑠2) ∗𝑑

2→ (𝑠1 − 𝑠2) =

𝑀𝑡 ∗ 2

𝑑=

103,98 ∗ 2

0,162= 1283,7 𝑁

𝑠1

𝑠2= 5 → 𝑠1 − 5𝑠2 = 0

𝑠1

𝑠1 Figura 8.5 Representación tensiones oruga. Fuente: Elaboración propia

(Ec. 8.1)

(Ec. 8.2)


43

𝑠1 − 𝑠2 = 1283,7 𝑠1 = 1604, 63 𝑁

𝑠1 − 5𝑠2 = 0 𝑠2 = 320,93 𝑁

Se descomponen estas dos variables en componente vertical y horizontal con los ángulos 14,28º y

45,58º.

𝐹𝑐𝑧 = −𝑠1 ∗ cos(14,28) − 𝑠2 ∗ cos(45,58)

𝐹𝑐𝑦 = −𝑠1 ∗ sin(14,28) − 𝑠2 ∗ sin(45,58)

𝐹𝑐𝑧 = −1779,67 𝑁

𝐹𝑐𝑦 = −625,02 𝑁

Z

Y

625,02 𝑁

1779,67 𝑁

Figura 8.6 Cotas de la oruga. Fuente: Elaboración propia

Figura 8.7 Ángulos oruga.


Memoria

44

Se tiene las fuerzas equivalentes vertical y horizontal de la correa dentada y el momento torsor de la

salida del reductor entre los puntos A y C.

𝐹𝑐𝑧 = −1779,67 𝑁

𝐹𝑐𝑦 = −625,02 𝑁

A continuación, se calculan las reacciones resultantes y los diagramas de esfuerzo cortante, flector y

torsor.

Y

X

625,02 𝑁

A B C D

Figura 8.8 Diagramas xy eje Rueda 1. Fuente: Elaboración propia


45

1779,67 𝑁

Z

X A B C D

Figura 8.9 Diagramas eje xz del eje Rueda 1. Fuente: Elaboración propia

Memoria

46

El momento flector a la salida del reductor genera un momento de 103,98 𝑁𝑚 de A a C

Selección de la sección critica:

- Como el árbol tiene diámetro constante entonces se puede discutir la sección crítica sin pasar a

tensiones.

- Sólo podemos hacer comparaciones directas entre secciones que compartan el factor de entalla, es

decir, 𝐴 𝑣𝑠 𝐶 y 𝐵 𝑣𝑠 𝐷.

- Al tener flexión se desprecia el efecto de la cortadura.

-La solicitación es mucho mayor en C por la presencia del factor, por tanto, se puede concluir sin necesidad

de ningún cálculo adicional que la sección crítica del árbol 𝐴𝐵𝐶𝐷 és 𝐶.

Sección C:

𝑀𝑓𝑦= 18,06 𝑁𝑚

𝑀𝑓𝑧= −49,30 𝑁𝑚

𝑀𝑓𝑟𝑒𝑠 = √(18,06 )2 + (−49,30)2 = 52,50 𝑁𝑚

𝜎𝑚𝑎𝑥.𝑓𝑙𝑒𝑥𝐶=

𝑀𝑓 ∗ 𝑦𝑚𝑎𝑥

𝐼=

𝑀𝑓 ∗𝑑2

𝜋64

∗ 𝑑4=

52,50 ∗0,018

2𝜋

64∗ 0,0184

= 91,69 𝑀𝑃𝑎

Solicitaciones sobre la sección C:

𝑀𝑓𝑟𝑒𝑠= 52,50 𝑁𝑚 → 𝜎𝑚𝑎𝑥.𝑓𝑙𝑒𝑥𝐶

= 91,69 𝑀𝑃𝑎

𝑀𝑡 = 103,98 𝑁𝑚 → 𝜏𝑚𝑎𝑥.𝑡𝑜𝑟𝑠 =103,98 ∗

0,0182

𝜋32

∗ 0,0184= 90,80 𝑀𝑃𝑎

A B C D

103,98 𝑁𝑚

(Ec. 8.3)

(Ec. 8.4)


47

Caracterización del ciclo de carga (CCC):

Se trata de flexión rotativa, por tanto, es alternativo simétrico.

𝜎𝑚𝑎𝑥 = 91,69 𝑀𝑃𝑎

𝜎𝑚𝑖𝑛 = −91,69 𝑀𝑃𝑎

Por tanto,

𝜎𝑎 = 91,69 𝑀𝑃𝑎

𝜎𝑚 = 0

Los esfuerzos tangenciales son:

𝜏𝑚𝑎𝑥 = 90,80 𝑀𝑃𝑎

𝜏𝑚𝑖𝑛 = 90,80 𝑀𝑃𝑎

Por tanto,

𝜏𝑎 = 0

𝜏𝑚 = 90,80 𝑀𝑃𝑎

A continuación se evalúa el estado tensional de amplitudes y medias:

𝜎 = 91,69 𝑀𝑃𝑎

𝜏 = 90,80 𝑀𝑃𝑎

𝜎𝑓𝑙𝑒𝑥

𝜎𝑚𝑎𝑥

𝜎𝑚𝑖𝑛

𝜏𝑡𝑜𝑟𝑠

𝜏𝑚𝑎𝑥 = 𝜏𝑚𝑖𝑛

a m

Figura 8.10 Representación esfuerzo a flexión normal

Figura 8.11 Representación esfuerzo a flexión tangencial

Memoria

48

Circulo de Mohr

𝜎1,2 =𝜎𝑥 + 𝜎𝑦

2± √(

𝜎𝑥 − 𝜎𝑦

2)

2

− 𝜏𝑥𝑦2

𝜎1 = 90,80 𝑀𝑃𝑎 (𝑡𝑟𝑎𝑐𝑐𝑖ó𝑛)

𝜎2 = −90,80 𝑀𝑃𝑎 (𝑐𝑜𝑚𝑝𝑟𝑒𝑠𝑖ó𝑛)

Von Mises

√𝜎12 + 𝜎2

2 − 𝜎1 ∗ 𝜎2

𝜎𝑒𝑞𝑚 = 157,27 𝑀𝑃𝑎

Solicitación

𝜎𝑎 = 91,69 𝑀𝑃𝑎

𝜎𝑒𝑞𝑚 = 157,27 𝑀𝑃𝑎

Fin de la solicitación. Se pasa a evaluar la resistencia.

Resistencia en la sección C:

El material a utilizar es el 𝐹125 de 𝜎𝑅 = 750 𝑀𝑃𝑎 y 𝜎𝐹 = 500 𝑀𝑃𝑎

Acabado superficial: Rectificado.

Se evalúa la tensión límite a fatiga con los modificadores límites a fatiga.

𝜎1

𝜎1

𝜎2

𝜎2

m

a

m

(Ec. 8.5)

(Ec. 8.6)


49

La expresión que permite determinar la tensión límite a fatiga para pieza real asociada a una vida de N

ciclos es:

𝜎𝑓 = [𝐾𝑎 ∗ 𝐾𝑏 ∗ 𝐾𝑐 ∗ 𝐾𝑑 ∗ 𝐾𝑒 ∗1

𝐾𝑓] ∗ 𝜎𝑓

′

𝐾𝑎: Factor de acabado superficial

𝐾𝑏 Factor de tamaño

𝐾𝑐: Factor de tipo de esfuerzo

𝐾𝑑: Factor de temperatura

𝐾𝑒: Factor de confiabilidad

𝐾𝑓: Factor de entalla

𝜎𝑓′ = 0,5 ∗ 𝜎𝑅

𝐾𝑎 = 0,9 Por rectificado a 750 𝑀𝑃𝑎

𝐾𝑏 = 0,93 Por 𝜙 15 𝑚𝑚, ya que estamos calculando para 18 𝑚𝑚.

𝐾𝑐 = 1 Por flexión rotativa

𝐾𝑑 = 1

𝐾𝑒 = 1

𝐾𝑓 = 1

𝜎𝑓 = [0,9 ∗ 0,93 ∗ 1 ∗ 1 ∗ 1 ∗1

1] ∗ 0,5 ∗ 750 = 313,88 𝑀𝑃𝑎

Diagrama de Söderberg:

Si se tuviera 𝜎𝑎 > 𝜎𝑓 y 𝜎𝑒𝑞𝑚 < 𝜎𝐹 se podría afirmar que el punto P está fuera de la zona segura, es decir,

no cumpliría para vida infinita. De todas formas podemos tener 𝜎𝑎 < 𝜎𝑓 y 𝜎𝑒𝑞𝑚 < 𝜎𝐹 y seguir sin cumplir

para para vida infinita como es este caso.

(Ec. 8.7)

Memoria

50

Se tiene 𝜎𝑎 = 91,69 𝑀𝑃𝑎 < 𝜎𝑓 = 313,88 𝑀𝑃𝑎 y 𝜎𝑒𝑞𝑚 = 157,27 𝑀𝑃𝑎 < 𝜎𝐹 = 500 𝑀𝑃𝑎, por tanto, no

se sabe si cumple o no a vida infinita.

Calculo del FS a vida infinita:

𝜎𝑚𝑠 =

𝜎𝑓

𝜎𝑎𝜎𝑚

+𝜎𝑓

𝜎𝑒𝑞𝑚

=313,88

91,69 157,27

+313,88

500

= 259,24 𝑀𝑃𝑎

𝐹𝑆 =𝜎𝑚

𝑠

𝜎𝑒𝑞𝑚

=259,24

157,27= 1,65 < 1

Como es superior a 1 se puede decir que cumple a vida ∞ para 15 𝑚𝑚, por tanto, para 18 𝑚𝑚 también.

8.1. Chaveta y chavetero

Dimensionado de chaveta paralela serie normal:

𝜎𝑓

𝜎𝐹 𝜎𝑒𝑞𝑚

𝜎𝑎

𝜎𝑎

𝜎𝑚

𝑃

Figura 8.12 Diagrama de Söderberg. Fuente: Elaboración propia

Figura 8.13 Chaveta. Fuente: Elaboración propia

Figura 8.14 Corte chavetero [18]

(Ec. 8.8)

(Ec. 8.9)


51

El ancho y alto de la chaveta vienen determinados por el diámetro del eje, lo que se dimensiona es la

longitud.

A continuación se determinará la profundidad de al chaveta a partir de la sección de la chaveta 𝑏𝑥ℎ

que será igual para chaveta y chavetero.

Tabla 8.1 Tabla chavetas paralelas serie normal [20]

Memoria

52

Datos chavetero:

Datos chaveta:

En el prontuario de Máquinas de N. Larburu en la página 518 en la tabla ‘Chavetas paralelas serie

normal’ se obtiene los valores para chavetero y chavetas. A partir de la longitud del eje se obtiene la

sección del chavetero, además de la profundidad y el chaflán del mismo. Con esta sección de la chaveta

se determinan los diferentes parámetros de la chaveta; chaflán 𝑏1, y longitud l.

Para un diámetro de entre 17 𝑦 22 𝑚𝑚 de diámetro de eje, como sería el de la ‘Rueda 1’ de sección

18 𝑚𝑚, la sección de la chaveta es de 6𝑥6 𝑚𝑚, la profundidad del Eje ℎ1 es de 3,5 𝑚𝑚 y la

Figura 8.15 Altura chavetero y diámetro eje. Fuente: Elaboración propia

Figura 8.16 Altura chaveta.


Figura 8.17 Sección chaveta.



53

profundidad de cubo ℎ2 es de 2,8 𝑚𝑚. El chaflán 𝑅1 tiene una distancia mínima de 0,16 𝑚𝑚 y máxima

de 0,25 𝑚𝑚.

Sabiendo la sección de la chaveta 𝑏𝑥ℎ de 6𝑥6, el chaflán 𝑏1 tiene una cota mínima de 0,25 y máxima

de 0,40. La longitud puede ir de 14 a 70 𝑚𝑚. En este caso se escoge un chaflán 𝑏1 de 0,25.

Para la transmisión del par se utiliza la siguiente formula:

𝐹 = 2 ∗𝑇

𝑑

Figura 8.18 Diámetro eje. Fuente:

Elaboración propia

Figura 8.19 Sección chavetero.


Figura 8.20 Sección chaveta.


Figura 8.21 Radio chaflán.


(Ec. 8.10)

Memoria

54

Esa F solicita la chaveta a compresión y cortadura.

Compresión:

Á𝑟𝑒𝑎 𝑑𝑒 𝑙𝑎 𝑠𝑒𝑐𝑐𝑖ó𝑛 =ℎ

2∗ 𝑙

𝜎𝑐𝑜𝑚𝑝 =𝐹

ℎ2

∗ 𝑙≤ 𝜎𝑎𝑑𝑚

𝜎𝑎𝑑𝑚 =𝜎𝑓𝑎𝑙𝑙𝑜

𝐹𝑆

𝜎𝑓𝑎𝑙𝑙𝑜 = 120 𝑀𝑃𝑎 (Común)

Cortadura:

Á𝑟𝑒𝑎 𝑑𝑒 𝑐𝑜𝑟𝑡𝑎𝑑𝑢𝑟𝑎 = 𝑏 ∗ 𝑙

𝜏𝑐𝑜𝑟𝑡 =𝐹

𝑏 ∗ 𝑙≤ 𝜏𝑎𝑑𝑚

𝜏𝑎𝑑𝑚 =𝜏𝑓𝑎𝑙𝑙𝑜

𝐹𝑆

𝜏𝑓𝑎𝑙𝑙𝑜 = 80 𝑀𝑃𝑎 (Común)

Según el libro de ‘Diseño de Elementos de Máquinas’ FAIRES, V. M podemos considerar los siguientes

factores de seguridad:

1,5 Carga uniforme

2 a 2,25 Carga de choque ligeras

Hasta 4,5 Cargas de choque severas, especialmente cuando hay inversión de carga

Así;

𝑙𝑐𝑜𝑚𝑝 ≥2 ∗ 𝐹 ∗ 𝐹𝑆

ℎ ∗ 𝜎𝑓𝑎𝑙𝑙𝑜

(Ec. 8.11)

(Ec. 8.12)

(Ec. 8.13)

(Ec. 8.14)

(Ec. 8.15)

(Ec. 8.16)


55

𝐹 =2𝑇

𝑑

𝑙𝑐𝑜𝑚𝑝 ≥2 ∗

2𝑇𝑑

∗ 𝐹𝑆

ℎ ∗ 𝜎𝑓𝑎𝑙𝑙𝑜

𝑙𝑐𝑖𝑧. ≥ 𝐹 ∗ 𝐹𝑆

𝑏 ∗ 𝜏𝑓𝑎𝑙𝑙𝑜=

2𝑇𝑑

∗ 𝐹𝑆

𝑏 ∗ 𝜏𝑓𝑎𝑙𝑙𝑜

𝑙𝑐ℎ𝑎𝑣𝑒𝑡𝑎 ≥ 𝑀𝐴𝑋 [𝐿𝑐𝑜𝑚𝑝; 𝑙𝑐𝑖𝑧]

Por tanto, Siendo:

𝑇 = 103, 98 𝑁𝑚

𝑑 = 18𝑚𝑚

ℎ = 6 𝑚𝑚

𝑏 = 6 𝑚𝑚

𝐹𝑆 = 1,5

𝜎𝑓𝑎𝑙𝑙𝑜 = 120𝑀𝑃𝑎 = 1,2 ∗ 108 𝑁/𝑚2

Para el caso de compresión:

𝑙𝑐𝑜𝑚𝑝 ≥2 ∗

2𝑇𝑑

∗ 𝐹𝑆

ℎ ∗ 𝜎𝑓𝑎𝑙𝑙𝑜=

=2 ∗

2 ∗ 103, 980,018

∗ 1,5

0,006 ∗ 1,2 ∗ 108= 0,0481 𝑚 ≃ 48,13 𝑚𝑚

Por tablas Larburu el valor de longitud de chavetas está entre 14 y 70 𝑚𝑚, por tanto, está dentro del

rango.

Para el caso de cortadura:

𝑙𝑐𝑖𝑧. ≥ 𝐹 ∗ 𝐹𝑆


2𝑇𝑑

∗ 𝐹𝑆


2 ∗ 103, 980,018

∗ 1,5

0,006 ∗ 8 ∗ 107= 0,0361 𝑚 ≃ 36,1 𝑚𝑚

Memoria

56

𝑙𝑐ℎ𝑎𝑣𝑒𝑡𝑎 ≥ 𝑀𝐴𝑋 [𝑙𝑐𝑜𝑚𝑝; 𝑙𝑐𝑖𝑧]

𝑙𝑐ℎ𝑎𝑣𝑒𝑡𝑎 ≥ 𝑀𝐴𝑋 [48,13; 36,1 ]

𝑙𝑐ℎ𝑎𝑣𝑒𝑡𝑎 ≥ 48,13 mm

Por chavetas paralelas 𝐷𝐼𝑁 6885, se aproxima el valor de 48,13 𝑚𝑚 a 50 𝑚𝑚 de longitud para la

chaveta de unión del eje con la rueda tractora.

Figura 8.22 Longitud chavetero


(Ec. 8.17)


57

9. Cálculo del diámetro del eje de la rueda conducida 2

A continuación se dimensionará el diámetro del eje de la rueda conducida de 4,775” (121,3𝑚𝑚) más

próxima a la rueda tractora.

El eje de dicha rueda es fijo y la rueda gira por acción de la oruga. La sujeción del eje se compone de;

dos rodamientos entre rueda y eje, dos anillos de retención una arandela a cada lado del eje.

Sobre el eje actúa el peso del dispositivo salva-escaleras en las condiciones que se indican a

continuación. La tensión de la zona sin tracción inherente a toda transmisión por correa dentada es

1/5 sobre la tensión de la zona con tracción para que el funcionamiento de la correa dentada sea

óptimo. En este caso la tensión de la zona sin tracción actúa en ambos ramales de la correa con un

valor de 320,93𝑁 en valor absoluto. Su dirección sigue la trayectoria de la correa.

Respecto al peso que actúa sobre la rueda el valor máximo se da cuando dicha rueda sube al primer

escalón (Ver figura). En esta situación la rueda del dispositivo ha ascendido la altura del escalón (valor

máximo 185 𝑚𝑚) y el dispositivo experimenta una inclinación de

𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 (185

700) = 14,80°

La posición en horizontal de centro de gravedad del dispositivo se encuentra a 550 𝑚𝑚 del eje de la

rueda conducida más extrema. La distancia longitudinal entre ejes de ruedas no traccionadas es de

700 𝑚𝑚.

Figura 9.1 Inclinación del escalón. Fuente: Elaboración propia

(Ec. 9.1)

Memoria

58

El dispositivo con silla y persona tiene un peso máximo de proyecto de 190 𝐾𝑔. Se ha considerado

120 𝐾𝑔 para la persona, 10 𝐾𝑔 para la silla, 60 𝐾𝑔 para el dispositivo. Sobre cada oruga gravita la

mitad, por tanto, 190/2 = 95 𝐾𝑔.

En estas condiciones el peso que actúa en la rueda es:

95 ×550

700= 74,56 𝐾𝑔 = 731,43𝑁

Esta fuerza actúa verticalmente en el centro del eje.

En la figura a continuación se representan las dos tensiones 𝑠𝑦 y 𝑠2 en la correa que actúan sobre la

rueda.

El ángulo de la rueda que cubre la correa dentada es de 45,56°.

La fuerza resultante en el eje de la rueda de estas dos tensiones sigue la línea ab. Dicha línea tiene una

inclinación respecto a la vertical de:

45,56

2+ 14,80 = 37,58°

Figura 9.2 Tensiones de la correa sobre la rueda 2 Fuente: Elaboración propia

(Ec. 9.2)

(Ec. 9.3)


59

El valor de la fuerza resultante sobre la línea ab es:

2 × 320,93 × cos (90 −45,56

2) = 248,52 𝑁

Y la fuerza total en valor absoluto que actúa sobre la rueda debido al peso y las tensiones de la correa

dentada, según se indica en la figura es:

√(731,43 + 248,52 × 𝑐𝑜𝑠37,58)2 + (248,52 × 𝑠𝑒𝑛37,58)2 2

= 940,67𝑁

La rueda conducida más alejada de la rueda tractora está menos solicitada que la que se acaba de

analizar (los esfuerzos de la tensión de la correa son perpendiculares al peso) por lo que los resultados

de ésta se aplican a la otra rueda conducida.

El eje es fijo, no gira. Se acoplan dos rodamientos unidos a la rueda, que permiten a la rueda girar, y

dos cojinetes unidos al bastidor exterior para fijar a los extremos el eje.

Con este valor se calcula el diámetro del eje. La rueda tiene un ancho de 76,2 𝑚𝑚 (3 pulgadas), el

bastidor es de 2 𝑚𝑚 y los cojinetes de 18,6 𝑚𝑚. Entre la rueda y los bastidores hay una distancia de

5 𝑚𝑚.

Figura 9.3 Resultante del peso y tensiones de la correa respecto la rueda 2


(Ec. 9.4)

(Ec. 9.5)

Memoria

60

Figura 9.4 Ancho de eje de rueda 2 Fuente: Elaboración propia

Figura 9.5 Diagramas de esfuerzos del eje de la rueda 2 Fuente: Elaboración propia


61

Momento flector máximo: 𝑀𝑓 = 26,056 𝑁𝑚

Se trata de un ejercicio de diseño:

La sección crítica es la que presenta flector.

𝜎𝑚𝑎𝑥.𝑓𝑙𝑒𝑥. =𝑀𝑓 ∗ 𝑦𝑚𝑎𝑥

𝐼=

𝑀𝑓 ∗𝑑2

𝜋64

∗ 𝑑4=

26,056 ∗𝑑2

𝜋64

∗ 𝑑4=

265,40

𝑑3 𝑀𝑃𝑎

Caracterización del ciclo de carga (CCC):

Se trata de un ciclo pulsatorio.

𝜎𝑚𝑎𝑥 =265,40

𝑑3𝑀𝑃𝑎

𝜎𝑚𝑖𝑛 = 0

No hay 𝜏𝑡𝑜𝑟𝑠

Calculo de la tensión de amplitud y tensión media

𝜎𝑎 =𝜎𝑚𝑎𝑥 − 𝜎𝑚𝑖𝑛

2=

265,40𝑑3 − 0

2=

132,7

𝑑3𝑀𝑃𝑎

𝜎𝑚 =𝜎𝑚𝑎𝑥 + 𝜎𝑚𝑖𝑛

2=

265,40𝑑3 + 0

2=

132,7

𝑑3𝑀𝑃𝑎

Figura 9.6 Representación ciclo pulsatorio Fuente: Elaboración propia

(Ec. 9.6)

(Ec. 9.7)

(Ec. 9.8)

Memoria

62

Solicitación:

𝜎𝑎 =132,7

𝑑3𝑀𝑃𝑎

𝜎𝑚 =132,7

𝑑3𝑀𝑃𝑎

𝜎𝑒𝑞 =132,7

𝑑3𝑀𝑃𝑎

Resistencia:

El material del eje es el acero 𝐹125 con 𝜎𝑅 = 750 𝑀𝑃𝑎 y 𝜎𝐹 = 500 𝑀𝑃𝑎

Acabado superficial: Rectificado, por tanto, 𝐾𝑎 = 0,9

Hipótesis 1: se supone 𝑑 = 15 𝑚𝑚.

𝜎𝑓 = [𝐾𝑎 ∗ 𝐾𝑏 ∗ 𝐾𝑐 ∗ 𝐾𝑑 ∗ 𝐾𝑒 ∗1

𝐾𝑓] ∗ 0,5 ∗ 𝜎𝑅

𝐾𝑏 = 0,93

𝐾𝑐 = 𝐾𝑑 = 𝐾𝑒 = 1

𝐾𝑓 = 1

𝜎𝑓 = [0,9 ∗ 0,93 ∗ 1 ∗ 1 ∗ 1 ∗1

1] ∗ 0,5 ∗ 750 = 313,88 𝑀𝑃𝑎

𝑆𝑜𝑙𝑖𝑐𝑖𝑡𝑎𝑐𝑖ó𝑛 ≤ 𝑅𝑒𝑠𝑖𝑠𝑡𝑒𝑛𝑐𝑖𝑎

𝜎𝑒𝑞. ∗ 𝐹𝑆 ≤ 𝜎𝑓

132,7

𝑑3∗ 2 ≤ 313,88 𝑀𝑃𝑎

(Ec. 9.9)

(Ec. 9.10)

(Ec. 9.11)


63

𝑑 = √132,7 ∗ 2

313,88 ∗ 106

3

= 9,456 ∗ 10−3 𝑚 = 9,456 𝑚𝑚 ≃ 10 𝑚𝑚 𝐾𝑂!

Se supuso 𝑑 = 15 𝑚𝑚 y se obtuvo 𝑑 = 10 𝑚𝑚 𝑘𝑂! La hipótesis no es correcta.

Hipótesis 2; Se supone un diámetro de 10 𝑚𝑚 porque ha sido el resultado obtenido por la hipótesis

anterior. 𝐾𝑏 = 1.

Se repite todo el proceso explicado anteriormente;

𝐾𝑐 = 𝐾𝑑 = 𝐾𝑒 = 1

𝐾𝑓 = 1

𝜎𝑓 = [𝐾𝑎 ∗ 𝐾𝑏 ∗ 𝐾𝑐 ∗ 𝐾𝑑 ∗ 𝐾𝑒 ∗1


′

𝜎𝑓 = [𝐾𝑎 ∗ 𝐾𝑏 ∗ 𝐾𝑐 ∗ 𝐾𝑑 ∗ 𝐾𝑒 ∗1

𝐾𝑓] ∗ 0,5 ∗ 𝜎𝑅

𝜎𝑓 = [0,9 ∗ 1 ∗ 1 ∗ 1 ∗ 1 ∗1

1] ∗ 0,5 ∗ 750 = 337,5 𝑀𝑃𝑎

El hecho de no tener 𝜏 hace que quede mucho más reducido el cálculo. No se tiene que utilizar el

diagrama de Söderberg para el diseño. Simplemente se tiene que comparar la resistencia con la

solicitación, es decir, la tensión alternativa con la tensión límite a fatiga.

Se impone un factor de seguida de 2



132,7

𝑑3∗ 2 ≤ 337,5 𝑀𝑃𝑎

𝑑 = √132,7 ∗ 2

337,5 ∗ 106

3

= 9,23 ∗ 10−3 𝑚 = 9,23 𝑚𝑚 ≃ 10 𝑚𝑚

En este hipótesis 2 se ha supuesto 𝑑 = 10 𝑚𝑚 y se ha obtenido 𝑑 = 10 𝑚𝑚 0𝐾!

(Ec. 9.12)

(Ec. 9.13)

(Ec. 9.14)

Memoria

64

El eje de la rueda conducida cumple para 10 𝑚𝑚.

Comprobación:



132,7

𝑑3∗ 2 ≤ 337,5 𝑀𝑃𝑎

132,7

(10 ∗ 10−3)3∗ 2 ≤ 337,5 𝑀𝑃𝑎

265,4 𝑀𝑃𝑎 ≤ 337,5 𝑀𝑃𝑎

La Resistencia es mayor a la solicitación, por tanto, el eje resistirá para 𝑑 = 10 𝑚𝑚 con un factor de

seguridad de 2.

(Ec. 9.15)

(Ec. 9.16)


65

10. Rodillos

Se analiza un rodillo comercial de 50 𝑚𝑚 de diámetro y 70 𝑚𝑚 de generatriz. Una batería de rodillos

se instala entre las ruedas dentadas y cumple la misión de adaptación al terreno del dispositivo y

transmisión de esfuerzos al bastidor. Cada rodillo se incorpora fijado en sus dos extremos al bastidor.

La superficie exterior de estos rodillos es lisa, es decir, sin dibujo. Ruedan sobre la parte interna de la

correa dentada.

La banda de rodadura está hecha de Polipropileno (PP) y apoya sobre el perno por medio de dos

rodamientos 6201 (12𝑥32𝑥10) en sus extremos.

Cada rodillo incorpora un perno de diámetro 12 𝑚𝑚 y longitud 112,2 𝑚𝑚. En cada extremo, y en una

longitud de 12 mm, el perno está roscado con M12.

Figura 10.1 Rodillo Fuente: Elaboración propia

Figura 10.2 Fijación rodillos Fuente: Elaboración propia Figura 10.3 Perno Fuente: Elaboración propia

Memoria

66

Sobre dos de estos rodillos (uno de cada oruga) bascula el dispositivo cuando en el ascenso de la

escalera el dispositivo, al superar el último escalón, pasa de posición inclinada a posición horizontal. Lo

mismo sucede en el inicio de la operación de descenso cuando el dispositivo acomete el primer escalón

y pasa de posición horizontal a inclinada. En este punto todo el peso del dispositivo gravita sobre esos

dos rodillos. Sobre cada rodillo actúa una fuerza aproximada de

190

2= 95 𝐾𝑔 = 931,95𝑁

Los puntos de apoyo sobre el bastidor están separados 89,2 𝑚𝑚.

10.1. Numero de rodillos en los bastidores laterales y separación entre

ellos

En la parte anterior de la oruga, donde el dispositivo ataca el escalón se incorporan dos rodillos en

cada oruga, entre la rueda tractora y la rueda conducida. Ello permite un correcto contacto con el canto

del escalón para iniciar el ascenso.

En los laterales el número de los rodillos debe garantizar que en ningún caso, incluso con la correa

dentada destensada, el canto del escalón pueda impactar sobre la línea inferior del bastidor.

Al inicio del descenso el dispositivo bascula de la posición horizontal a la posición inclinada en el

instante en que el centro de gravedad del dispositivo rebasa el canto del escalón. En ese momento el

dispositivo bascula hacia adelante y sigue el plano inclinado que forman los escalones. La persona que

guía el dispositivo tiene que prestar atención a este movimiento.

Se calcula el número de rodillos considerando el caso más desfavorable: Escalón máximo superable

𝑑𝑒 185 𝑚𝑚 de contrahuella y 280 𝑚𝑚 de huella. El ángulo del plano inclinado que forman los

escalones es

𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔185

280 = 33,45°

En el dibujo a continuación se ve el ángulo teórico en el que habría impacto de la línea inferior del

bastidor con un canto de escalón

(Ec. 10.1)

(Ec. 10.2)


67

El dispositivo bascula alrededor del centro del rodillo 𝑜.

En el dibujo se ha representado la huella el escalón de 280 𝑚𝑚, la contrahuella 185 𝑚𝑚 (𝑏 es el punto

de unión de los dos en la zona cóncava del escalón), el grosor dela correa dentada 5,94 𝑚𝑚 y el radio

b c

0

a

b c

a

o

d

d a

o

a

o

b c

d

Figura 10.4 Angulo teórico de impacto de la línea interior del bastidor con un canto del escalón.


Figura 10.5 Ampiación puntos teóricos Fuente: Elaboración propia

Memoria

68

del rodillo 25 𝑚𝑚. También se ha indicado la línea de centros de rodillos y la línea inferior del bastidor

entre rodillos (Esta última está 2,68 𝑚𝑚 por encima de la línea de centros de rodillos).

Se ha realizado el cálculo para las dimensiones estándar de la correa sin tener en cuenta la

incorporación por vulcanización de tacos en la parte exterior. La incorporación de los mismos aumenta

el margen de seguridad.

Cuando el dispositivo bascula alrededor de 𝑜, el punto teórico en el que impactaría el borde inferior

del bastidor con el canto del escalón es 𝑐. El punto donde la línea del borde inferior corta la vertical por

𝑜 es 𝑎. 𝑑 es el punto a donde se ha desplazado el punto de la línea inferior del bastidor siguiendo un

radio de 2,68 𝑚𝑚.

Los dos triángulos 𝑎𝑑�̂� y 𝑎𝑐�̂� son semejantes.

En ellos se cumple que

𝑜𝑑̅̅̅̅ 2 +𝑎𝑑̅̅̅̅ 2 = 𝑎𝑜̅̅ ̅2

𝑎𝑏̅̅ ̅

𝑏𝑐=

𝑎𝑑̅̅̅̅

𝑑𝑜̅̅̅̅

Sustituyendo valores

𝑎𝑏̅̅ ̅ = 185 + 5,94 + 25 + 𝑎𝑜̅̅ ̅ = 215,94 + 𝑎𝑜̅̅ ̅

6,362 + 𝑎𝑑̅̅̅̅ 2 = 𝑎𝑜̅̅ ̅2

215,94 + 𝑎𝑜̅̅ ̅

280=

𝑎𝑑̅̅̅̅

6,36

215,94 + 𝑎𝑜̅̅ ̅ =280𝑎𝑑̅̅̅̅

6,36= 44,03𝑎𝑑̅̅̅̅

𝑎𝑜̅̅ ̅ = 44,03𝑎𝑑̅̅̅̅ − 215,94

6,362 + 𝑎𝑑̅̅̅̅ 2 = 1938,64𝑎𝑑̅̅̅̅ 2 + 46630,08 − 19015,68𝑎𝑑̅̅̅̅

1937,64𝑎𝑑̅̅̅̅ 2 − 19015,68𝑎𝑑̅̅̅̅ + 46589,63 = 0

(Ec. 10.3)

(Ec. 10.4)


69

𝑎𝑑̅̅̅̅ =19015,68 ± √19015,682 − 4 ∙ 1937,64 ∙ 46589,63

2 ∙ 1937,64

Se obtienen dos valores; 5,09 𝑦 4,72 𝑚𝑚

Se coge el valor más desfavorable, por tanto, 5,09 𝑚𝑚 (el que origina un ángulo mayor) y resulta

𝑎𝑜̅̅ ̅ = √6,362 + 5,092 = 8,15𝑚𝑚

Es decir el ángulo teórico de impacto del borde inferior del bastidor con el canto del escalón es

𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔𝑎𝑏̅̅ ̅

𝑏𝑐̅̅ ̅= 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔

185 + 5,94 + 25 + 8,15

280= 38,67°

En el siguiente dibujo se determina la distancia a la que hay que posicionar los rodillos para que no se

produzca contacto entre canto del escalón y borde inferior del bastidor. Se ha representado los rodillos

y el espesor de la correa dentada.

La distancia mínima a la que hay que posicionar los rodillos es 𝑎 + 𝑏 en donde

𝑎 =25 + 5,94

𝑠𝑒𝑛38,07= 50,18 𝑚𝑚

Figura 10.6 Distancia entre rodillos Fuente: Elaboración propia

(Ec. 10.5)

(Ec. 10.6)

(Ec. 10.7)

Memoria

70

𝑏 =25 + 5,94

𝑐𝑜𝑠38,07= 39,30 𝑚𝑚

Es decir

𝑎 + 𝑏 = 89,48 𝑚𝑚

La longitud entre ruedas conducidas (distancia entre centros menos diámetro de una rueda) es

700 − 121,3 = 578,8 𝑚𝑚

El número de rodillos a incorporar en cada lateral es

578,7

89,48= 6,47

Es decir consideramos 7 rodillos (número entero inmediatamente superior) a incorporar en cada oruga

entre las dos ruedas conducidas.

10.2. Comprobación del eje del rodillo

Se colocara un perno pasante de métrica 12. Se trata de un ejercicio de comprobación.

Figura 10.7 Longitud eje rodillos Fuente: Elaboración propia

(Ec. 10.8)

(Ec. 10.9)

(Ec. 10.10)


71

El eje de los rodillos es fijo. A él está unido; un rodamiento, un anillo separador entre el rodamiento y

el bastidor, una arandela a continuación del bastidor y una tuerca de sujeción. Todo ello a cada lado.

La sección crítica es la que presenta el momento flector:

𝑀𝑓𝑟𝑒𝑠 = 20,78 𝑁𝑚

𝜎𝑚𝑎𝑥.𝑓𝑙𝑒𝑥. =𝑀𝑓 ∗ 𝑦𝑚𝑎𝑥

𝐼=

𝑀𝑓 ∗𝑑2

𝜋64

∗ 𝑑4=

20,78 ∗𝑑2

𝜋64

∗ 𝑑4=

211,66

𝑑3 𝑀𝑃𝑎

Figura 10.8 Diagramas eje rodillo Fuente: Elaboración propia

(Ec. 10.11)

Memoria

72

Caracterización del ciclo de carga (CCC)

Se trata de un ciclo pulsatorio

𝜎𝑚𝑎𝑥 =211,66

𝑑3 𝑀𝑃𝑎

𝜎𝑚𝑖𝑛 = 0

No hay 𝜏𝑡𝑜𝑟𝑠

𝜎𝑎 =𝜎𝑚𝑎𝑥 − 𝜎𝑚𝑖𝑛

2=

211,66𝑑3 − 0

2=

105,83

𝑑3 𝑀𝑃𝑎

𝜎𝑚 =𝜎𝑚𝑎𝑥 + 𝜎𝑚𝑖𝑛

2=

211,66𝑑3 + 0

2=

105,83

𝑑3 𝑀𝑃𝑎

Solicitación

𝜎𝑎 =105,83

𝑑3 𝑀𝑃𝑎

𝜎𝑚 =105,83

𝑑3 𝑀𝑃𝑎

𝜎𝑒𝑞 =105,83

𝑑3 𝑀𝑃𝑎

Se pasa a evaluar la resistencia.

𝜎𝑓𝑙𝑒𝑥

𝜎𝑚𝑎𝑥

𝜎𝑚𝑖𝑛

(Ec. 10.12)

(Ec. 10.13)


73

El material a utilizar es el 𝐹125 con 𝜎𝑅 = 750 𝑀𝑃𝑎 y 𝜎𝐹 = 500 𝑀𝑃𝑎

Acabado superficial: Rectificado, por tanto, 𝐾𝑎 = 0,9

Se evalúa la tensión límite a fatiga con los modificadores límites a fatiga.

La expresión que permite determinar la tensión límite a fatiga para pieza real asociada a una vida de N

ciclos es:

𝜎𝑓 = [𝐾𝑎 ∗ 𝐾𝑏 ∗ 𝐾𝑐 ∗ 𝐾𝑑 ∗ 𝐾𝑒 ∗1


′

Hipótesis 1; se supone un primer diámetro de 10 𝑚𝑚.

𝐾𝑎: Factor de acabado superficial

𝐾𝑏 Factor de tamaño

𝐾𝑐: Factor de tipo de esfuerzo

𝐾𝑑: Factor de temperatura

𝐾𝑒: Factor de confiabilidad

𝐾𝑓: Factor de entalla

𝜎𝑓′ = 0,5 ∗ 𝜎𝑅

𝐾𝑎 = 0,9 Por rectificado

𝐾𝑏 = 1 Por 𝜙 10 𝑚𝑚, ya que estamos calculando para 12 𝑚𝑚.

𝐾𝑐 = 1 Por flexión rotativa

𝐾𝑑 = 1 Por temperatura ambiente

𝐾𝑒 = 1

𝐾𝑓 = 1 Por tener 𝐾𝑡 = 1 (𝐾𝑡: concentración de tensiones teórico)

𝜎𝑓 = [0,9 ∗ 1 ∗ 1 ∗ 1 ∗ 1 ∗1

1] ∗ 0,5 ∗ 750 = 337,5 𝑀𝑃𝑎

El hecho de no tener 𝜏 hace que quede mucho más reducido el cálculo. No se tiene que utilizar el

diagrama de Söderberg para el diseño. Simplemente se tiene que comparar la resistencia con la

solicitación, es decir, la tensión alternativa con la tensión límite a fatiga.

(Ec. 10.14)

(Ec. 10.15)

Memoria

74

Se impone un factor de seguida de 2.

Para saber si el valor de diámetro pensado desde un principio es correcto, tiene que cumplir la inecuación

siguiente:



105,83

𝑑3∗ 2 ≤ 337,5 𝑀𝑃𝑎

𝑑 = √105,83 ∗ 2

337,5 ∗ 106

3

= 8,56 ∗ 10−3 𝑚 = 8,56 𝑚𝑚 ≃ 10 𝑚𝑚

Se supuso 𝑑 = 10 𝑚𝑚 y se obtuvo 𝑑 = 10 𝑚𝑚 por tanto está hipótesis es correcta.

Hipótesis OK

Comprobación:


105,83

𝑑3∗ 2 ≤ 337,5 𝑀𝑃𝑎

211,66 ≤ 337,5 𝑀𝑃𝑎

Como el diámetro de 10 𝑚𝑚 es válido para el diámetro del perno pasante, también resistirá para un

diámetro de 12 𝑚𝑚.

(Ec. 10.16)

(Ec. 10.17)

(Ec. 10.16)


75

11. Parte eléctrica

11.1. Batería

Cada uno de los 2 motores del dispositivo tiene una potencia de 250 𝑊 y un voltaje de 24 𝑉. La

intensidad media en cada motor es el cociente de estos dos valores, es decir

Figura 11.1 Manillar botones velocidad ‘hacia adelante’


Figura 11.2 Manillar botones velocidad ‘hacia atrás’


Figura 11.3 Conexión Fuente: Elaboración propia

electrica

Figura 11.4 Batería Fuente:

Elaboración propia

Memoria

76

250

24= 10,4 𝐴.

La intensidad total que circula por los dos motores conectados en paralelo es el doble, es decir,

20,8 𝐴.

Consideramos una altura por piso media de 4 𝑚. Con un ángulo en las escaleras de 33,45º, la

longitud a recorrer por piso es de

4

𝑠𝑒𝑛(33,45)= 7,26 𝑚.

La velocidad aproximada del dispositivo es de 8 𝑚/𝑠. Podemos considerar pues, que el dispositivo

asciende 1 𝑝𝑖𝑠𝑜 𝑝𝑜𝑟 𝑚𝑖𝑛𝑢𝑡𝑜.

Para asegurar un funcionamiento ininterrumpido correspondiente a una hora (equivalente a 60

pisos) la batería debe asegurar una capacidad 𝑑𝑒 20,8 𝐴ℎ. Para no sobrecargarla optamos por una

batería de 30 𝐴ℎ.

La batería escogida es una batería de litio marca Fastakeep. Incorpora cargador soporte y sistema

de fijación. Tiene las siguientes características:

Voltaje: 24 𝑉

Capacidad batería: 30 𝐴ℎ

Dimensiones: 75 ∗ 110 ∗ 390 𝑚𝑚

Peso: 3,3 𝐾𝑔

Precio (incluyendo cargador): 260,38€ Figura 11.5 Batería catálogo [22]

(Ec. 10.18)


77

11.2. Conexión eléctrica dispositivo

La intensidad de corriente máxima que circula a la salida de la batería 𝐼𝑏 es igual a la potencia

consumida en los motores 𝑊𝑚 dividido por la diferencia de potencial de la batería 𝑉𝑏

𝐼𝑏 =𝑊𝑚

𝑉𝑏=

500𝑊

24𝑉= 20,8 𝐴

Esta intensidad se reparte en cada uno de los motores, es decir, por cada motor circula 10,4 𝐴.

Con estas intensidades determinamos la sección de los cables de alimentación según tablas

Cables de salida de batería: Se considera 6 𝑚𝑚2 (Intensidad máxima 25 𝐴).

Cables de alimentación de los motores: Consideramos 2,5 𝑚𝑚2 (Intensidad máxima 15 𝐴).

Figura 11.6 Información batería [22]

Figura 11.7 Información intensidad por sección

(Ec. 10.18)

Memoria

78

El conector eléctrico de unión del mecanismo de abatimiento con el bastidor del dispositivo deberá

permitir el paso de las corrientes indicadas anteriormente. Para ello la dimensión de los contactos

correspondientes a la corriente de salida de la batería estará mayorada respecto al resto. De acuerdo

a lo indicado en el esquema eléctrico de la figura 11.14 el conector deberá incorporar cuatro contactos

para la alimentación de los motores y dos contactos de salida de batería.

Se dimensiona el conector a partir de la bibliografía existente en la red del proveedor Amphenol

(antigua Bendix). En el documento Mouser se indica en la pág. 47 la intensidad máxima por tipo de

contacto. En la figura a continuación se indican los contactos con su intensidad de corriente máxima.

Es decir el tipo de contacto #16 está diseñado para una intensidad máxima de 16 𝐴 y el contacto #12

para 30 𝐴.

Ahora es necesario localizar un conector que incorpore 4 contactos del tipo #16 y 2 contactos del tipo

#12. Se quiere que incorpore un sistema de aseguramiento rápido tipo bayoneta.

En el catálogo de Amphenol página 56 se localiza un conector que incorpora 5 contactos tipo #16 y 2

contactos tipo #12. (No lo hay con 4 contactos tipo #16). Se acepta este conector con 5 contactos tipo

#16 y 2 contactos tipo #12 aunque sólo estarán activos 4 contactos del tipo #16

Figura 11.8 Tipos de contactos [23]


79

El conector que se utiliza incorpora como receptáculo fijo en el bastidor del dispositivo el indicado

como Shell size 18 de la tabla a continuación, página 7 del mismo catálogo.

Box mount receptacle for front panel mounting

Figura 11.9 Tipos conectores [24]

Figura 11.10 Receptáculo fijo [24]

Figura 11.11 Tabla valores receptáculo fijo [24]

Memoria

80

La unión viene asegurada por un sistema de bayoneta de 3 puntos.

Y como enchufe el indicado como Shell size 18 de la tabla a continuación, página 12 del mismo catálogo.

Straight plug

Figura 11.12 Sistema bayoneta [24]

Figura 11.13 Tabla valores tamaño enchufe [24]


81

ATRÁS

ADELANTE

M1 M2

Figura 11.14 Esquema eléctrico

Memoria

82

12. Masa y CdG del dispositivo

12.1. Masa del dispositivo

A continuación se detalla la masa de cada uno de los componentes del dispositivo.

Se indica la masa total del dispositivo a partir de la masa unitaria del componente y del número de

componentes por dispositivo. La masa total del dispositivo es 69,15 𝐾𝑔, descompuesta en 62,14 𝐾𝑔

del cuerpo y 7,01 𝐾𝑔 del manillar abatible.

En la tabla a continuación se muestran los valores:

PESO DISPOSITIVO SALVA-ESCALERAS TOTAL Y DESCOMPUESTO EN CUERPO Y MANILLAR

Denominación Unidades Masa unitaria

pieza (Kg)

Masa unitaria pieza del

cuerpo (Kg)

Masa unitaria pieza del manillar

(Kg)

Grupo motor DC 0,25kW 24V con reductor sinfín corona

2 5,00 5,00

Batería 24V 30Ah + cargador 1 3,30 3,30

Rueda tractora oruga ø 6,366” 2 5,49 5,49

Casquillo adaptador rueda tractora ø 6,366” 2 1,51 1,51

Rueda conducida ø4,775” 4 3,18 3,18

Casquillo adaptador rueda conducida ø4,775” 4 0,72 0,72

Oruga paso 0,5” vulcanizada exterior 2 1,24 1,24

Rodillo ø50x70 [27] 18 0,14 0,14

Cojinete + rodamiento eje ø 18 2 fijaciones 4 0,08 0,08

Rodamiento eje ø 15 [29] 8 0,04 0,04

Conector 6 polos ACA 3106 18 pos 7 (macho y hembra)

1 0,19 0,04 0,15

Cableado 1 0,24 0,118 0,118

Interruptor accionamiento marcha 4 0,01

0,01

Tubo estructural redondo acero con soldadura ø22 x 2 EN10219

1 4,07 0,28 3,79

Tubo estructural redondo acero con soldadura ø40 x 3 EN10219

1 1,11

1,11


83

Tubo redondo acero con soldadura 8 x 0,6 EN 10035-3

1 0,04

0,04

Tubo estructural rectangular acero con soldadura 30 x 15 x2 EN10219

1 0,77

0,77

Interior tubo abatimiento manillar 1 0,28

0,28

Chapa acero laminada en caliente 2mm EN10025 1 10,16 10,09 0,07

Chapa acero laminada en caliente 3mm EN10025 1 0,61 0,11 0,50

Eje ø18 rueda tractora 2 0,32 0,32

Eje ø15 rueda conducida 4 0,15 0,15

Eje ø12 rodillos 18 0,08 0,08

Muelle torsión 4 0,01

0,01

Piezas normalizadas fijación 1 0,20 0,15 0,05

Piecerío 1 0,20 0,15 0,05

Peso total dispositivo (Cuerpo y manillar) 69,15 62,14 7,01

12.2. CdG del dispositivo con silla encima

Al inicio del proyecto, se consideró como hipótesis de partida que el centro de gravedad de todo el

conjunto dispositivo + silla + persona quedaba a 550 𝑚𝑚 del eje de la rueda 3. Una vez hecho el

ensamblaje en Solidworks, da un valor de 536,38 𝑚𝑚 (sólo dispositivo + silla) respecto al eje de la

rueda 3. Éste último dato obtenido no es del todo fiable ya que cada pieza es de un material y densidad

distinto. Para obtener este dato se ha considerado todo como un bloque sólido, aunque teniendo en

cuenta que la mayoría de piezas son de acero, el dato puede servir de referencia. Al incorporar a la

persona sentada en la silla encima del dispositivo, todo el conjunto de masa queda desplazado hacia

la izquierda, acercándose así el valor de 536,37 𝑚𝑚 a los 550 𝑚𝑚 de la hipótesis inicial.

Figura 12.1 CdG Silla abatida sobre

dispositivo Fuente: Elaboración propia

Figura 12.2 Coordenada en x del CdG

respecto a centro rueda 3. Fuente:

Elaboración propia

Memoria

84

13. Funcionamiento del dispositivo

Además de la persona que ocupa la silla, se necesita otra persona para manejar el dispositivo. Ésta será

la encargada también de fijar la silla al dispositivo. A continuación se indican los pasos para fijar el

manillar al cuerpo del dispositivo y acoplar la silla de ruedas con la persona sentada:

13.1. Fijación del manillar al cuerpo del dispositivo

Se introduce el manillar al cuerpo del dispositivo con un ángulo aproximado de 30º respecto la

horizontal.

Figura 13.1 Cuerpo del dispositivo sin manillar. Fuente: Elaboración propia

Figura 13.2 Fijación a 30º del manillar al dispositivo.


Figura 13.3 Sujeción del manillar al

dispositivo. Fuente: Elaboración propia

Figura 11.5 Dispositivo sin manillar


85

Se acopla el manillar a 90º respecto la horizontal y hace tope con una primera fijación

Figura 13.4 Manillar a 90º respecto la horizontal. Fuente: Elaboración propia

Figura 13.5 Manillar a 90º


Figura 13.6 Tope de la primera fijación con

el manillar Fuente: Elaboración propia

Memoria

86

Con ayuda de una maneta acoplada al manillar, éste se tira hacia atrás a una distancia de 130º respecto

la horizontal.

Cuando el manillar está a un ángulo de 130º hace tope con un segundo saliente, esta vez fijado a los

motores del dispositivo.

Figura 13.7 Tope de la primera fijación con el manillar Fuente: Elaboración propia

Figura 13.8 Silla a 130º respecto la horizontal Fuente: Elaboración propia


87

Figura 13.10 Tope de abajo queda libre Figura 13.11 Tope de arriba queda fijo

Figura 13.9 Fijación del manillar con la pieza que cubre los motores Fuente: Elaboración propia

Memoria

88

13.2. Colocación bloque silla + persona al dispositivo

Una vez fijado el manillar, se sube la silla de ruedas + persona al dispositivo siguiendo los pasos a

continuación:

Se orienta a la silla de ruedas con las persona en esta posición:

Figura 13.12 Persona colocada de espaldas al manillar del dispositivo. Fuente: Elaboración propia


89

Se lleva la silla hacia atrás hasta hacer tope con la pieza Tubo manillar apoyo ruedas. En ese momento

se aplican los frenos estáticos de la silla de ruedas. Los frenos quedan aplicados durante todo el

proceso.

El manillar se inclina hasta un ángulo de 90º:

Figura 13.13 Tope con Tubo manillar apoyo ruedas.


[email protected]

Figura 13.14 Tope con Tubo manillar.

Fuente: Elaboración propia apoyo ruedas

Figura 13.14 Manillar a una ángulo de 90º

apoyo ruedas. Fuente: Elaboración propia

Memoria

90

Se junta el respaldo de la silla de ruedas con el manillar a 90º:

Se regula la altura de la sujeción del respaldo con los distintos puntos de la regleta y se fija con una

unión de tornillo y tuerca regulables:

Figura 13.16 Manillar con respaldo.


Figura 13.17 Manillar coincidente con respaldo.


Figura 13.18 Regulador regleta. Fuente: Elaboración propia


91

Se agarra el asiento por los dos lados con un saliente que es regulable, para poder fijar cualquier ancho

de silla.

Se ata a la persona con un cinturón de seguridad:

Figura 13.19 Regulador asiento derecha


Figura 13.20 Regulador asiento izquierda


Figura 13.21 Cinturón de seguridad Fuente:

Elaboración propia

Memoria

92

Con ayuda de un saliente por la parte trasera del dispositivo, el ayudante apoya el pie y hace palanca

hacia sí mismo para llevar el manillar a 130º

El manillar queda fijo en 130º

Figura 13.22 Apoyo inclinación Fuente: Elaboración propia

Figura 13.23 Manillar y bloque persona+silla a 130º Fuente: Elaboración propia


93

Con el manillar a 130º se conecta el enchufe al conector eléctrico.

Una vez en esta posición la persona ya está colocada de forma segura y el dispositivo preparado para

funcionar.

Figura 13.24 Conector eléctrico Fuente: Elaboración propia

Figura 13.25 Dispositivo listo para funcionamiento Fuente: Elaboración propia

Memoria

94

14. Mantenimiento

Para poder regular la tensión de la oruga exterior de goma, y darle así una mayor vida, en la sujeción

del eje de la Rueda ‘3’ se ha acoplado un sistema que permite regular la distancia de dicha rueda

respecto la segunda y conseguir un tensionado adecuado. Dicha carrera se disminuye para permitir la

sustitución de la correa y se aumenta para incrementar la tensión estática de la misma.

Figura 14.1 Carrera para mantenimiento Fuente: Elaboración propia

Figura 14.2 Carrera para mantenimiento


Figura 14.3 Carrera para mantenimiento



95

15. SolidWorks Simulation

Cálculo y simulación por el método de elementos finitos.

El método de los elementos finitos (MEF), también conocido como Finite Element Method (FEM) en

inglés, es un procedimiento numérico pensado para su uso en software informático. En el ámbito de

la ingeniería y la construcción es muy utilizado para el cálculo de resistencia de materiales y

estructuras.

La dinámica de funcionamiento de la simulación FEM es dividir un problema, a priori muy complejo, en

un número limitado de partes más sencillas de analizar y así poder encontrar una solución global. Se

subdivide la estructura en partes más pequeñas o elementos, de manera que puede convertirse un

problema complejo en un número definido de problemas más sencillos. De esta manera puede

estudiarse el comportamiento físico de cada elemento y así después predecir cómo será el

comportamiento en conjunto de todos ellos, es decir, de la estructura que se está estudiando.

Por tanto, las herramientas para la simulación, permiten predecir el comportamiento físico de un

producto en el mundo real mediante las pruebas virtuales de los modelos de CAD (Computer-Aided

Manufacturing).

Esta forma de trabajar aporta algunas ventajas frente a los estudios tradicionales como:

- Disminuir la necesidad de realizar ensayos sobre prototipos.

- Capacidad para resolver problemas que antiguamente eran irresolubles.

- Reducir notablemente el tiempo de desarrollo de los proyectos.

Existen distintos programas que realizan análisis de elementos finitos, para este proyecto se ha

escogido Solidworks Simulation, que es la herramienta de simulación que proporciona Solidworks. Se

calculará, el bastidor, tanto interior como exterior, y la pieza Tubo abatimiento manillar. Con ello

verificaremos si el planteamiento realizado del trabajo es factible y la estructura resiste sobre las

cargas.

Las simulaciones serán estáticas y se tendrán que definir los siguientes factores:

Material

Memoria

96

Conexiones

Sujeciones

Cargas externas

Definir malla

15.1. Bastidor exterior

A continuación se analizará el bastidor exterior que es una parte fundamental de la estructura donde

residen varias fuerzas y se producen esfuerzos. En la estructura hay cuatro bastidores, dos interiores y

dos exteriores. La línea de acción del peso del bloque persona + silla está centrado respecto a la

horizontal. Consideramos que el peso queda repartido por igual en los cuatro bastidores.

Se ha cogido la pieza en cuestión y se ha considerado como un caso nuevo de estudio. El material

escogido ha sido acero aleado con las siguientes propiedades:

Modulo elástico: 210000 𝑁/𝑚𝑚2

Coeficiente de Poisson: 0,28 𝑁/𝐷

Densidad de masa: 7700 𝐾𝑔/𝑚3

Limite elástico: 620422 𝑁/𝑚𝑚2

Una vez definido el material, se marcan las sujeciones. Se tiene una bisagra fija en la salida del eje de

la rueda tractora y de la sujeción del cojinete donde van los tornillos pasantes unidos al bastidor será

geometría fija. Tanto en los ejes de la Rueda 2 y Rueda 3 habrá una sujeción de geometría fija. Se

Figura 15.1 Bastidor exterior Fuente: Elaboración propia


97

determinan las fuerzas externas. En este dispositivo, existen cuatro bastidores como el analizado de la

figura, colocados a una posición simétrica en vista lateral. La persona junto con la silla de ruedas está

centrada en esta vista lateral, por lo que se puede dividir el valor total de peso del bloque persona +

silla (120 𝐾𝑔 + 10 𝐾𝑔) entre cuatro

(120 𝐾𝑔 𝑝𝑒𝑟𝑠𝑜𝑛𝑎 + 10 𝐾𝑔 𝑠𝑖𝑙𝑙𝑎) ∗ 9,81 𝑚/𝑠2

4= 318,825 𝑁

El centro de gravedad total del bloque (persona + silla) queda a 140 𝑚𝑚 de distancia desde el cambio

de plano de los 700 𝑚𝑚. Se coge la malla del menor tamaño posible de mallado para un mejor cálculo.

Por tanto, entrado el material y definidas las sujeciones, las cargas externas y la malla, ejecutamos el

estudio.

Los siguientes gráficos muestran las tensiones, deformaciones y deslazamientos obtenidos, resultado

de los datos anteriores. En ellos se puede ver la progresión de estos tres factores dependiendo de la

escala de colores en la que se encuentre. El mayor valor siempre se encontrará en rojo, y el valor más

bajo en azul.

Tensiones

Figura 15.2 Tensiones bastidor exterior Fuente: Elaboración propia

Memoria

98

El límite elástico está en 6,204 ∗ 108 𝑁/𝑚2 y le tensión con el valor más alto es de 5,871 ∗ 107 𝑁/𝑚2.

Esto significa que la pieza no alcanza el límite elástico del material.

Desplazamientos resultantes

En esta gráfica se representan los desplazamientos totales en 𝑚𝑚 de la pieza. El mayor desplazamiento

de la pieza tiene un valor máximo de 3,176 ∗ 10−2 𝑚𝑚.

En el eje X no hay aplicada ninguna fuerza por lo que es desplazamiento en ese eje no el elevado;

6,104 ∗ 10−3𝑚𝑚. La fuerza se aplica en el eje Y, por tanto, el desplazamiento de la pieza deberá ser

mayor en este eje. Se desplaza un valor máximo de 7,909 ∗ 10−3𝑚𝑚 en el eje Y.

En el eje Z, igual que en X, no hay aplicada ninguna fuerza por lo que el desplazamiento en este eje no

es elevado; 1,378 ∗ 10−4𝑚𝑚. Es el eje con un valor más pequeño de desplazamientos ya que todas

las sujeciones se aplican en este eje.

Figura 14.2 Tensiones bastidor exterior

Figura 14.3 Desplazamientos resultantes exterior

Figura 15.3 Desplazamientos resultantes bastidor exterior Fuente: Elaboración propia


99

Deformaciones unitarias (equivalente)

La deformación (𝜀) es adimensional, es la resultante del incremento de longitud dividido por la

longitud inicial. El valor máximo es de 1,896 ∗ 10−4.

15.2. Bastidor interior

El bastidor interior tiene la misma geometría que el bastidor exterior, a excepción de una

circunferencia hueca que permite pasar la pieza Tubo abatimiento manillar para soldarse en el bastidor

Figura 15.4 Deformaciones unitarias (equivalente) del bastidor exterior Fuente: Elaboración propia

Figura 15.5 Batidor interior Fuente: Elaboración propia

Memoria

100

Exterior. Se quiere comprobar que esa falta de material no perjudica a la estructura, y sigue siendo

válida para la aplicación.

Tensiones

El límite elástico está en 6,204 ∗ 108 𝑁/𝑚2 y le tensión con el valor más alto es de 4,991 ∗ 107 𝑁/𝑚2.

Esto significa que la pieza no alcanza el límite elástico del material.


Figura 15.7 Desplazamientos resultantes del bastidor interior Fuente: Elaboración propia

Figura 15.6 Tensiones del bastidor interior Fuente: Elaboración propia


101

En esta gráfica se representan los desplazamientos totales en 𝑚𝑚 de la pieza. El mayor desplazamiento

de la pieza es de 3,469 ∗ 10−2 𝑚𝑚.

En el eje X no hay aplicada ninguna fuerza por lo que la pieza no tiene grandes desplazamiento en esta

dirección con un valor máximo es de 6,263 ∗ 10−3𝑚𝑚. La fuerza se aplica en el la dirección del eje Y,

por tanto, el desplazamiento de la pieza es mayor en este eje que en los otros dos. Se desplaza un valor

máximo de 8,095 ∗ 10−3𝑚𝑚 en este eje. Igual que en el eje X, en la dirección del eje Z no hay aplicada

ninguna fuerza por lo que el desplazamiento en este eje no es elevado, el valor máximo es de 1,028 ∗

10−4𝑚𝑚.

Deformaciones unitarias (equivalentes

El valor máximo es de 1,547 ∗ 10−4.

Por tanto, comparando valores numéricos entre la pieza Bastidor exterior y Bastidor interior, se puede

concluir que ambos bastidores tienen un comportamiento muy similar, y ambos son válidos.

Figura 15.8 Deformaciones unitarias (equivalentes) del bastidor interior. Fuente: Elaboración propia

Memoria

102

15.3. Tubo abatimiento manillar

Se plantea esta pieza con el mismo material que en las dos piezas anteriores; acero aleado. El proceso

es el mismo. Se imponen dos sujeciones de geometría fija en las dos circunferencias huecas de los

extremos que van soldadas a los bastidores exteriores. En este caso en vez de aplicar fuerza, se ha

optado por hacer la simulación con una carga externa de presión. El planteamiento ha sido el siguiente;

El tubo tiene una dimensión total de 404,22 𝑚𝑚. La circunferencia exterior es de 40 𝑚𝑚 de diámetro

y la interior es de 34 𝑚𝑚. La presión se obtiene multiplicando el peso del bloque silla + persona de

130 𝐾𝑔 por la gravedad y dividiendo todo esto por el grosor del tubo.

130 𝐾𝑔 ∗ 9,81 𝑚/𝑠2

((2𝜋 ∗ 20 − 2𝜋 ∗ 17) ∗ 404,22)= 0,167 𝑁/𝑚𝑚2

Las gráficas obtenidas son; Tensiones, desplazamientos, deformaciones unitarias, desplazamientos en

el eje X, desplazamientos en el eje Y, desplazamientos en el eje Z.

Figura 15.9 Tubo abatimiento manillar Deformaciones unitarias (equivalentes). Fuente: Elaboración propia


103

Tensiones

La tensión máxima producida en la pieza es de 4,981 ∗ 107 𝑁/𝑚2 y la tensión limite a fatiga de

6,204 ∗ 108 𝑁/𝑚2. Por tanto, la pieza no alcanza el límite elástico.


El máximo desplazamiento producido por la pieza es de 4,960 ∗ 10−2 𝑚𝑚.

Figura 15.10 Tensiones Tubo abatimiento manillar Fuente: Elaboración propia

Figura 15.11 Desplazamientos resultantes Tubo abatimiento manillar Fuente: Elaboración propia

Memoria

104

El máximo desplazamiento en el eje X es de 1,5 ∗ 10−2 𝑚𝑚. El valor máximo de desplazamientos en

el eje Y es de 4,954 ∗ 10−2 𝑚𝑚. El valor máximo de desplazamiento en Z es de 4,825 ∗ 10−3 𝑚𝑚.

Tiene sentido que en el eje Z los desplazamientos sean más pequeños al resto porque las fijaciones

quedan en este eje.

Deformaciones unitarias (equivalentes)

La valor máximo de deformación es de 1,710 ∗ 10−4.

15.4. Tubo manillar apoyo ruedas

Se evaluará la pieza Tubo manillar apoyo rudas siguiendo el mismo procedimiento que las piezas

anteriores.

Figura 15.12 Deformaciones unitarias (equivalentes) Tubo abatimiento. Fuente: Elaboración propia

manillar

Figura 15.13 Tubo manillar apoyo ruedas. Fuente: Elaboración propia


105

En esta pieza se apoyan las ruedas de la silla cuando el dispositivo está en funcionamiento. Por tanto,

se ha supuesto que el peso del bloque silla + persona reside en su totalidad en esta pieza. Se ha dividido

el peso de 1275,3 𝑁 entre los dos lados de apoyo, es decir, 637,65 𝑁 a cada lado en dirección vertical.

El material es acero aleado, y las restricciones están en la parte del tubo transversal, unido al manillar

con una geometría fija. La fuerza está aplicada en dirección vertical sentido descendiente por el valor

total de 1275,3 𝑁.

Tensiones

El valor de limite elástico del material es de 6,204 ∗ 108 𝑁/𝑚2. El valor de la tensión limite que alcanza

la pieza es de 4,332 ∗ 108 𝑁/𝑚2.

Figura 15.14 Tensiones Tubo manillar apoyo ruedas. Fuente: Elaboración propia

Memoria

106


La pieza tiene un desplazamiento total de 6,671 𝑚𝑚. El mayor desplazamiento en el eje X es de

5,361 𝑚𝑚. El mayor desplazamiento que ocurre en el eje Y es de 1,593 ∗ 10−1 𝑚𝑚. El mayor

desplazamiento que ocurre en el eje Z es de 4,142 ∗ 10−2 𝑚𝑚.

Deformaciones unitarias

Figura 15.15 Desplazamiento resultantes Tubo manillar apoyo ruedas. Fuente: Elaboración propia

Figura 15.16 Desplazamiento resultantes. Tubo manillar apoyo ruedas. Fuente: Elaboración propia


107

Las deformaciones alcanzan un valor máximo de 1,485 ∗ 103.

Con el valor máximo de la tensión del primer grafico se comprueba que la pieza no romperá con los

valores de fuerza impuestos y los esfuerzos que sufrirá son inferiores al valor del límite elástico del

material.

Memoria

108

16. Impacto ambiental

En este apartado se proyectará la actividad relacionada con el dispositivo diseñado en todas las fases

dentro de su ciclo de vida: diseño, fabricación y montaje, explotación y fin de la vida.

Como declaración general, antes de entrar en cada apartado, este dispositivo y su uso no presentan

interacciones preocupantes en relación al medio ambiente. Ni las piezas que conforman la máquina,

ni el funcionamiento de la misma están vinculadas con materiales o procedimientos o subproductos

que se consideren contaminantes o peligrosos desde el punto de vista medioambiental.

16.1. Fase de diseño del dispositivo

El diseño de la máquina no ha requerido la fabricación de prototipos para la parte mecánica. Para ello

se ha hecho cálculos de diseño y comprobación para ejes tanto de la rueda tractora como de la rueda

conducida (Rueda ‘2’), y los ejes de los rodillos. También se utilizado el programa Solidworks Simulation

para hacer el estudio de elementos finitos y con ello obtener resultados de tensiones, deformaciones

y desplazamientos. Este tipo de programas ayudan a simular el prototipo en la realidad y ahorra

tiempo, dinero y gasto de materia, por lo que favorece el medio ambiente. Así la fase de diseño no

produce un impacto medioambiental apreciable ya que el diseño se hace de forma íntegra por

ordenador.

16.2. Fase de construcción y diseño del dispositivo

Las piezas del aparato son de acero. Las virutas de material en el proceso de fabricación se recogen y

se envían a reciclar.

Las piezas de compra de la máquina son también principalmente de naturaleza metálica. La mayoría

del montaje de la máquina se realiza mediante atornillado de los elementos a la placa base del bastidor.

Resumiendo, la fase de fabricación y montaje de la máquina tampoco presentan un impacto

medioambiental negativo.


109

16.3. Fase de vida del dispositivo

Durante la utilización del dispositivo no se generan residuos de ningún tipo. EL dispositivo funciona a

partir de un motor eléctrico alimentado por una batería.

En el caso de que fuera necesaria la sustitución de alguna pieza por deterioro, la única consideración

sería la necesidad de trasladar la pieza sustituida a un punto de reciclaje.

16.4. Fin de vida

Cuando la máquina llegue al fin de su vida, simplemente deberá ser desmontada en sus diferentes

componentes, y éstos agrupados según su naturaleza y llevados al punto de reciclaje.

16.5. Conclusión del estudio de impacto ambiental

El dispositivo está construido con materiales y procedimientos que no generan un gran impacto

medioambiental, y durante su ciclo de vida no consume una gran potencia eléctrica ni genera residuos,

más allá de la electricidad de la batería. En su fin de utilidad los materiales deben depositarse en un

punto verde para su reciclaje.

Memoria

110

17. Estudio económico

El documento a continuación detalla el presupuesto necesario para la fabricación de un dispositivo

como el diseñado en este proyecto. Bajo la óptica de una fabricación real, no sólo como un proyecto

teórico.

17.1. Presupuesto de materiales

Se indican a continuación los precios de los componentes necesarios para la fabricación del dispositivo.

En la medida de lo posible, para evitar costes adicionales y desarrollos innecesarios, se ha recurrido a

productos estándar o normalizados disponibles en el mercado. Son productos que además disponen

de certificaciones y cumplen con las normas pertinentes, garantizando así un correcto funcionamiento.

Denominación Proveedor Unidades

Coste por

unidad

(€/u)

Total (€)

Motor DC 0,25kW 24V Bemonoc 2 76,49 152,98

Reductor sinfín corona Ditra [31] 2 72,28 144,56

Batería 24V 30Ah + cargador Fastakeep 1 260,38 260,38

Rueda tractora oruga ø 6,366” Gates 2 99,22 198,44

Casquillo adaptador rueda tractora ø 6,366” Gates 2 14 28

Rueda conducida ø4,775” Gates 4 61,5 246

Casquillo adaptador rueda conducida ø4,775” Gates 4 9,16 36,64

Oruga paso 0,5” vulcanizada exterior Gates 2 134,51 269,02

Rodillo ø50x70 CNBTR 18 1,19 21,42

Cojinete + rodamiento eje ø 18 2 fijaciones 123Rodamiento 4 8,23 32,92

Rodamiento eje ø 15 123Rodamiento 8 1,74 13,92

Conector 6 polos ACA 3106 18 pos 7 (macho y hembra) Amphenol 1 29,79 29,79

Cableado [29] Portalelectricidad 1 3,96 3,96

Interruptor accionamiento marcha JOYING LIANG 4 1,03 4,12

Tubo estructural redondo acero con soldadura ø22 x 2

EN10219

Comercial de

Laminados 4,519

2,43 €/𝑚 10,98


111

Tubo estructural redondo acero con soldadura ø40 x 3

EN10219

Comercial de

Laminados 0,444 6,71 €/𝑚 2,98

Tubo redondo acero con soldadura 8 x 0,6 EN 10035-3 Marcegalia 0,405 0,32 €/𝑚 0,13

Tubo estructural rectangular acero con soldadura 30 x

15 x2 EN10219

Comercial de

Laminados 0,66

3,76 €/𝑚 2,48

Chapa acero laminada en caliente 2mm EN10025 Comercial de

Laminados 1,44

15,39€/

𝑚2 22,16

Chapa acero laminada en caliente 3mm EN10025 Comercial de

Laminados 0,031

23,08€/

𝑚2 0,72

Eje ø18 rueda tractora Talleres Kareaga 2 15 30

Eje ø15 rueda conducida Talleres Kareaga 4 12 48

Eje ø12 rodillos Talleres Kareaga 18 3 54

Muelle torsión Bultzaki 4 0,1 0,4

Piezas normalizadas fijación DYTSA varios 10 10

Piecerío varios varios 10 10

Embalaje caja de cartón Cartonajes Petit 1 6 6

TOTAL

1640

Tabla 17.1 Presupuesto de materiales. Fuente: Elaboración propia

Memoria

112

En la tabla a continuación se indican los consumos unitarios de tubo y chapa necesarios para la

fabricación del dispositivo que se han considerado en los apéndices de chapa y tubo del presupuesto

anterior.

17.2. Presupuesto de fabricación, pintura y montaje

En este apartado se consideran los costes de fabricación de piezas que incorporan operaciones de

valor añadido necesarias para su elaboración. Asimismo se estiman los costes de pintura y montaje del

dispositivo.

Los ejes de las ruedas tractoras, de las conducidas y de los rodillos son piezas de compra.

Dispositivo salvaescaleras Cantidad

Superficie

pintado

(mm2)

Longitud

tubo mm

chapa2 mm

superficie

mm2

chapa 3 mm

superficie

mm2

Tubo 22

+10%

mm

Tubo 8

+10%

mm

Tubo 40

+10%

mm

Tubo

15*30 +

10% mm

Tubo largo manillar 22 2 87364 1294

Tubo deslizante fijación manillar 8 1 13437 368

Tubo abatimiento manillar 40 1 44786 404

Tubo rectangular transversal respaldo 15*30 1 270000 600

Tubo manillar apoyo ruedas 22 1 82064 1244

Apoyo inclinación 22 1 21553 276

Interior tubo abatimiento manillar 1 11766

Subtotal tiempo (por dispositivo) 4519 405 444 660

Bastidor 2 168416 280430

Bastidor con agujero 2 165902 280430

Chapa fijación reductores 1 80380 40190

Cajón entre reductores 1 26084 13042

Chapa entre motores 1 40560 20280

Soporte batería 1 459876 229938

Corredera externa tubo rectangular 2 46744 1062

Guía tubo fijación manillar 4 586 576

Tope izquierdo/derecho posición vertical 2 1050 1222

Gatillo superior 2 892 874

Gatillo inferior izquierdo/derecho 2 670 1444

Tope fijación manillar superior 1 7638 4901

Pletina sujección motores por debajo 1 9272 4640

Regleta vertical manillar 1 36594 18800

Abrazadera guía regleta vertical 1 5939 4349

Remachado gatillos 4 359

Varilla larga 3mm 2 1326

Varilla corta 3 mm 2 684

Subtotal tiempo (por dispositivo)

2059825 chapa 2 +10% chapa 3 +10%

Tiempo total (por dispositivo) 1438795 30573

Tabla 17.2 Consumos unitarios de tubo y chapa. Fuente: Elaboración propia


113

Se ha considerado como hipótesis la realización interna en el taller de todas las actividades excepto

las indicadas a continuación, que se subcontratarán en proveedor:

Corte de la chapa: Se subcontrata el corte en proveedor equipado con corte del tipo Láser. Esta

tecnología exige una gran inversión, que no todas las empresas pueden asumir. La calidad del corte es

excelente. En la mesa de corte se posiciona en formato de uno o más metros cuadrados la chapa a

cortar. El corte lo realiza un cabezal equipado con un potente láser que se desplaza accionado por

control numérico. Para series de baja o media cadencia presenta la ventaja de no necesitar inversión

específica en utillajes de corte. Para alta y muy alta cadencia se justifica la inversión en utillaje de corte.

Pintado de las piezas metálicas de fabricación interna. Se opta por un pintado electrostático por

cataforesis en color gris. Las piezas, que deben ser conductoras, se sumergen en un baño de pintura.

Las piezas cuelgan de una línea de transporte que se desplaza lentamente y en su movimiento se

sumergen dentro del baño de cataforesis. La pintura del baño se deposita por atracción electrostática

(cátodo/ánodo) sobre la superficie metálica. Posteriormente, en la misma línea, también en continuo,

la pintura se adhiere a la superficie en un horno de secado a alta temperatura. Para la determinación

del precio de una pintura de cataforesis se considera un precio de pintado por unidad de superficie de

0,07€/𝑑𝑚2.

Para el cálculo de los costes se ha desglosado la fabricación en las siguientes operaciones:

Corte

El corte, tal y como se ha indicado anteriormente se subcontrata a otra empresa.

Doblado

El doblado no se subcontrata, se realizará en el taller. No es necesario un utillaje específico para realizar

el doblado de chapa. El doblado de tubos exige tener las roldanas de doblado según el radio de doblado

y el diámetro del tubo. La inversión necesaria para la adquisición de estos útiles no es elevada.

Estampación

La estampación también se realizará en el taller y se aplicará en dos piezas.

- Pieza Tubo deslizante fijación de manillar. Se estampan los extremos del tubo.

- Pieza Chapa fijación reductores. Se necesita un sencillo útil de estampación para conseguir la

forma de la pieza. Pieza con muy baja dificultad técnica.

Memoria

114

Mecanizado

Se realiza en el taller. Preparación de los extremos de los tubos para su soldadura, mecanización del

tubo abatimiento manillar y de la pieza que va en su interior y permite el abatimiento. Realización de

taladros y fresado de los laterales de la regleta vertical del manillar.

Soldadura

La soldadura se hará en el taller. De tubos, las chapas, la regleta y topes de carrera.

Remachado

Se hará en el taller por medio de una remachadora orbital para fijar los gatillos de fijación.

A continuación se indica la estimación del tiempo de cada proceso. Como unidad básica se ha

considerado un tiempo de dos minutos. Todas las actividades son múltiplos de ella.

Tabla 17.3 Estimación tiempo de cada proceso. Fuente: Elaboración propia

Dispositivo salvaescaleras Cantidad

Corte

(min)

Doblado

(min)

Estampación

(min)

Mecanizado

(min)

Soldadura

(min)

Remachado

(min)

Tubo largo manillar 22 2 2 2 4 10

Tubo deslizante fijación manillar 8 1 2 2 4 4

Tubo abatimiento manillar 40 1 2 30 10

Tubo rectangular transversal respaldo 15*30 1 2 6

Tubo manillar apoyo ruedas 22 1 2 10

Apoyo inclinación 22 1 2 2 4 2 4

Interior tubo abatimiento manillar 1 2 30

Subtotal tiempo (por dispositivo) 16 18 8 74 40

Bastidor 2 6 4

Bastidor con agujero 2 6 10 4

Chapa fijación reductores 1 4 4 10

Cajón entre reductores 1 4 4 10

Chapa entre motores 1 4

Soporte batería 1 6

Corredera externa tubo rectangular 2 6 10

Guía tubo fijación manillar 4 2 4

Tope izquierdo/derecho posición vertical 2 2 4

Gatillo superior 2 2 4

Gatillo inferior izquierdo/derecho 2 2 2 4

Tope fijación manillar superior 1 4 4 4

Pletina sujección motores por debajo 1 2 4

Regleta vertical manillar 1 4 10 10

Abrazadera guía regleta vertical 1 4 6 4

Remachado gatillos 4 4

Varilla larga 3mm 2 2 2

Varilla corta 3 mm 2 2 2

Subtotal tiempo (por dispositivo) 96 46 4 36 92 16

Tiempo total (por dispositivo) 112 64 12 110 132 16


115

En la tabla a continuación se recoge el resumen

Operación Tiempo (min) Tasa horaria (€/h) Coste (€)

Corte 112 80 149

Doblado 64 30 32

Estampación 12 30 6

Mecanizado 110 40 73

Soldadura 132 40 88

Remachado 16 30 8

Coste total

357

Respecto al pintado de los componentes metálicos se ha optado por subcontratarlo. Se efectuará un

pintado por cataforesis en color gris. Se ha considerado un precio de mercado de 0,07 €/𝑑𝑚2 de

superficie pintada. Del cuadro de desglose de precios se obtiene una superficie de pintado de

2.059.825 𝑚𝑚2. Por la tanto el coste del pintado asciende a

2.059.825 ∗ 0,07 ∗ 10−4 = 14 €

El montaje se efectuará íntegramente en el taller. No se considera subcontratación.

Se indica a continuación la estimación de tiempos de montaje:

Tasa horaria operario montaje €/h 22 Tiempo (min) por

dispositivo

Coste (€)

Montaje manillar abatible

Soldadura cableado a interruptores e instalación de interruptores

20 7

Recorrido cableado por el interior tubos y soldadura de cables a conector macho.

20 7

Montaje y fijación corredera tubo rectangular

2 1

Subtotal montaje manillar abatible 42 15

Tabla 17.4 Resumen de operaciones. Fuente: Elaboración propia

Tabla 17.5 Coste montaje manillar abatible. Fuente: Elaboración propia

Memoria

116

Montaje bastidor y elementos móviles

Fijación motor reductores a soporte

5 2

Montaje ruedas tractoras, sus ejes, chavetas y cojinetes

30 11

Montaje ruedas conducidas, sus ejes, chavetas y cojinetes

40 15

Montajes rodillos

36 13

Instalación y tensión orugas

20 7

Instalación soporte batería

6 2

Recorrido cableado motores y batería, soldadura a conector hembra y fijación conector hembra en tubo abatimiento

30 11

Subtotal montaje bastidor y elementos móviles 167 61

Total montaje bastidor + elementos móviles + manillar 209 77

Sumando los costes de fabricación, pintura y montaje se obtiene

Concepto Costes (€) por unidad

Fabricación 357

Pintura 14

Montaje 77

TOTAL fabricación, pintura, montaje 448

Sumando los costes de materiales el coste total por unidad queda

Concepto Costes (€) por unidad

Costes materiales 1640

Costes fabricación, pintura, montaje 448

TOTAL costes 2088

Tabla 17.6 Coste montaje bastidor + elementos móviles. Fuente: Elaboración propia

Tabla 17.7 Coste montaje bastidor + elementos móviles. Fuente: Elaboración propia

Tabla 17.8 Total costes fabricación, pintura y montaje. Fuente: Elaboración propia


117

17.3. Inversión utillajes

Las inversiones necesarias para la fabricación contemplan las roldanas específicas para el doblado de

tubos de acuerdo con el radio de doblado y diámetro del tubo.

Asimismo se contempla la fabricación de una pequeña matriz para la pieza chapa fijación reductores.

De igual manera se considera una cantidad para la optimización de puestos de trabajo en fabricación

y montaje.

Concepto inversión Importe (€)

Roldanas doblado de tubos 4000

Matriz chapa fijación reductores 5000

Optimización puestos de trabajo 5000

TOTAL 14000

Ya se ha indicado que el taller está equipado en útiles y maquinaria para el resto de operaciones

necesarias para la fabricación.

17.4. Presupuesto Ingeniería

Se ha considerado el trabajo de proyecto de (600 ℎ𝑜𝑟𝑎𝑠) en dedicación exclusiva de un ingeniero. Se

considera también el pago de la licencia profesional de SolidWorks.

17.5. Evaluación de las inversiones

A continuación se realizará una evaluación de inversiones para una determinada demanda de ventas.

Cantidad Concepto Precio/unidad (€) Total (€)

1 Licencia Solid Works Professional 1310 1310

840 Horas diseño 35 29400

TOTAL 30710

Tabla 17.9 Inversiones. Fuente: Elaboración propia

Tabla 17.10 Presupuesto ingeniería. Fuente: Elaboración propia

Memoria

118

Total gastos

Materiales 1640 €/dispositivo

Fabricación 357 €/dispositivo

Pintura 14€/dispositivo

Montaje 77€/dispositivo

Inversión utillajes 14000€

Ingeniería 30710€

TOTAL 2088€/dispositivo + 44710€

El presupuesto de ingeniera solo se paga una vez porque aun siendo el coste de la licencia de Solidworks

anual, solo se necesita el programa para el diseño del dispositivo y ese trabajo se cubre en menos de

un año, igual que todo el proyecto en sí.

2.1. Ejemplo de demanda

Año 1 2 3 4 5

Demanda

(unidades)

21 33 56 42 25

Se toma como costes variables el importe total de fabricación según demanda:

𝐶𝑜𝑠𝑡𝑒𝑠 𝑣𝑎𝑟𝑖𝑎𝑏𝑙𝑒𝑠 [€] = 𝐶. 𝑂𝑏𝑡𝑒𝑛𝑐𝑖ó𝑛 [€

𝑈𝑛𝑖𝑑𝑎𝑑] ∗ 𝐷𝑒𝑚𝑎𝑛𝑑𝑎 [𝑈𝑛𝑖𝑑𝑎𝑑]

El coste de obtención (materiales + fabricación + pintura + montaje) por dispositivo es de

2088 €/𝑢𝑛𝑖𝑑𝑎𝑑

Se toma como cobros el importe total de venta según demanda:

𝐶𝑜𝑏𝑟𝑜𝑠 [€] = 𝑃. 𝑉𝑒𝑛𝑡𝑎 [€

𝑈𝑛𝑖𝑑𝑎𝑑] ∗ 𝐷𝑒𝑚𝑎𝑛𝑑𝑎 [𝑈𝑛𝑖𝑑𝑎𝑑]

El precio de venta es de 2506 €/𝑢𝑛𝑖𝑑𝑎𝑑 (coste de obtención + 20% de beneficio)

El movimiento de fondos representa el beneficio anual y el movimiento de fondos acumulado indica

en qué momento se amortiza la inversión inicial.

Tabla 17.11 Total gastos. Fuente: Elaboración propia

Tabla 17.12 Horizonte y demanda. Fuente: Elaboración propia


119

Balance de pagos/cobros:

HORIZONTE 0 1 2 3 4 5

INVERSIÓN 44710

C. VARIABLES

43848 68904 116928 87696 52200

TOTAL PAGOS 44710 43848 68904 116928 87696 52200

TOTAL COBROS 0 52626 82698 140336 105252 62650

MOV. FONDOS -44710 8778 13794 23408 17556 10450

MOV. FONDOS ACUM. -44710 -35932 -22138 1270 18826 29276

Se amortiza la inversión inicial a partir del tercer año.

En el quinto año se obtendrá un beneficio acumulado de 29.276€.

Puesto que el valor del dinero varía según la inflación se analiza el movimiento de fondos mediante el

VAN (valor actualizado neto) y, en el caso de que sea positivo, quiere decir que la inversión es segura.

Además, se utiliza el TIR (tasa interna de rentabilidad) para saber el mínimo valor de la inflación que

hace rentable el proyecto. En el caso de que el VAN fuera nulo significaría que el proyecto tiene la

misma rentabilidad que poner los fondos invertidos a ese interés y que hace que el valor actualizado

sea cero.

Calculo del VAN suponiendo una inflación del 3%, en un horizonte de 5 años.

𝑉𝐴𝑁 = ∑ [𝑀𝑜𝑣𝑖𝑚𝑖𝑒𝑛𝑡𝑜 𝑑 𝑓𝑜𝑛𝑑𝑜𝑠

(1 + 𝑖)𝑡]

5 𝑎ñ𝑜𝑠

𝑡=0

𝑉𝐴𝑁 = ∑ [−44710

(1 + 0,03)0+

8778

(1 + 0,03)1+

13794

(1 + 0,03)2+

23408

(1 + 0,03)3+

17556

(1 + 0,03)4

5 𝑎ñ𝑜𝑠

𝑡=0

+10450

(1 + 0,03)5] = 22.848,67 €

Calculo del TIR. Se iguala la fórmula del VAN a 0, y se obtiene el TIR

𝑉𝐴𝑁 = ∑ [𝑀𝑜𝑣𝑖𝑚𝑖𝑒𝑛𝑡𝑜 𝑑 𝑓𝑜𝑛𝑑𝑜𝑠

(1 + 𝑇𝐼𝑅)𝑡]

5 𝑎ñ𝑜𝑠

𝑡=0= 0

Tabla 17.13 Balance de pagos y cobros. Fuente: Elaboración propia

Memoria

120

𝑉𝐴𝑁 = ∑ [−44710

(1 + 𝑇𝐼𝑅)0+

8778

(1 + 𝑇𝐼𝑅)1+

13794

(1 + 𝑇𝐼𝑅)2+

23408

(1 + 𝑇𝐼𝑅)3+

17556

(1 + 𝑇𝐼𝑅)4

5 𝑎ñ𝑜𝑠

𝑡=0

+10450

(1 + 𝑇𝐼𝑅)5] = 0

𝑇𝐼𝑅 = 18,46 %

0,18 > 0,03

Dado que el VAN obtenido es positivo y el TIR mayor al 3% de la inflación prevista, se puede concluir

que la inversión planteada en este proyecto es rentable.


121

18. Conclusiones

El dispositivo diseñado cumple con todos los objetivos marcados inicialmente.

La autonomía del dispositivo es de una hora. Se puede decir que es válida, ya que para subir y bajar

tramos de escaleras, aun haciendo el trayecto varias veces al día, no es común alcanzar ese tiempo por

día.

El dispositivo es capaz de subir por la mayor pendiente exigida por normativa; 33,45º , por lo que

puede subir cualquier tramo de escalera de cualquier edificio.

Alcanza una velocidad de 7,392 𝑚/𝑚𝑖𝑛, considerándola óptima para poder avanzar a una velocidad

considerable y que a la vez el usuario se sienta seguro.

El sistema diseñado puede dividirse en dos partes; aparato (62,14 𝐾𝑔) y manillar (7,01 𝐾𝑔) de forma

que sea más cómodo para entrarlo o sacarlo de un vehículo. El aparato (62,14 𝐾𝑔) puede levantarse

entre dos personas.

Las piezas más solicitadas durante el funcionamiento del dispositivo han sido evaluadas por el método

de elementos finitos y han salido que con válidas para la aplicación, es decir, la estructura resiste a las

cargas impuestas.

El precio de venta es similar e incluso en algún caso inferior a productos similares que se comercializan

actualmente [25], con un precio total de 2506€ por dispositivo.

El proyecto planteado con los costes de materiales, fabricación, pintura, montaje e inversiones de

ingeniería y utillajes con el horizonte y demanda establecidos sale que el proyecto es rentable.

Memoria

122

19. Bibliografía

[1] ENIER Elevadores

https://www.enier.com/silla-elevadora-en-un-rail-o-en-dos/

[2] INACC Ingeniería de accesibilidad

https://inacc.es/sillas-salvaescaleras-sevilla/

[3] FARRÉ Accesiblitat

https://farre.es/noticias-accesibilidad/preguntas-frecuentes-sobre-sillas-y-plataformas-

salvaescaleras

[4] PATENTADOS. com Silla de ruedas de alta movilidad

https://patentados.com/2005/silla-de-ruedas-de-alta-movilidad

[5] ENIER Orugas salva-escaleras, portátiles (Reine, sa). Girona, España

file:///C:/Users/Usuiario/Desktop/TFG/TFG/Oruga%20definitiva/Enier/oruga%20salvaescaler

as%20portatiles_enier.pdf

[6] SUNRISE MEDICAL S.L Silla LG2020. Vizcaya, España

https://www.ortoweb.com/media/useruploads/files/Catalogo_silla_salvaescaleras_LG2020.

pdf

[7] QUIRUMED Health & Beauty. Silla de evacuación y recate eléctrica

https://www.quirumed.com/es/silla-de-evacuacion-y-rescate-electrica.html

[8] VÁLIDA Sin barreras. Sube-escaleras EFICACIS

https://es.validasinbarreras.com/productos/valida-access/otras-soluciones/subeescaleras-

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[9] UNIVARSIDADES ZHDK y ETH de Zúrich. Scewo Wheelchair mobility of tomorrow

https://www.tododisca.com/scewo-la-silla-ruedas-puede-subir-escaleras-sin-la-asistencia-

otra-persona/

[10] UNIVERSITY OF MICHIGAN. Matthew P. Reed Whole-body center of mass location in

seated postures. Mayo 2006

https://deepblue.lib.umich.edu/bitstream/handle/2027.42/110772/103146.pdf?sequenc

e=1&isAllowed=y

[11] UNA CIUDAD PARA TODOS. Manual. Medidas básicas. Dimensiones silla de ruedas

http://www.unaciudadparatodos.com/sccs/manual.php?id=2

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123

[12] CONSIDERACIONES BIOMECÁNCIAS en la silla de ruedas. Frenos con zapata

http://www.sld.cu/galerias/pdf/sitios/rehabilitacion-

bio/imagina__biomecanica_de_una_silla_de_ruedas.pdf

[13] CTE Normativa en escaleras al Código Técnico de Edificación

https://www.escalerasmadera.es/centro-dise%C3%B1o/normativa-en-escaleras-de-acuerdo-

al-c%C3%B3digo-t%C3%A9cnico-de-edificaci%C3%B3n-cte/

[14] DIYer Store. Motor de tornillo sin fin

https://es.aliexpress.com/item/33010043547.html?spm=a219c.12010612.0.0.44da20

b1Wb9wCS

[15] GATES Powering progress. Powergrip GT3 Drive design manual

https://www.gates.com/content/dam/gates/home/resources/resource-

library/catalogs/powergripdrivedesignmanual_17195_2014.pdf

[16] GATES Mectrol. Timing belt theory

https://docplayer.net/22497984-Timing-belt-theory-gates-mectrol-timing-belt-theory-1.html

[17] MÁQUINAS PRONTUARIO. N. Larburu. Editorial Thomson paraninfo. 13º Edición.

Maquinas simples. Coeficientes de rozamiento. Tabla 7.4

[18] CHAVETA PLANA Dimensionado

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[19] OPAC Chavetas Paralelas DIN 6885

file:///C:/Users/Usuiario/Desktop/TFG/valor%20chaveta.pdf

[20] MÁQUINAS PRONTUARIO. N. Larburu. Editorial Thomson paraninfo. 13º Edición. Pasadores y

chavetas. Chavetas paralelas serie normal. Tabla 18.13

[21] MÁQUINAS PRONTUARIO. N. Larburu. Editorial Thomson paraninfo. 13º Edición.

Roscas. Rosca métrica. Tabla 1.13

[22] FASTAKEEP. Batería de litio

https://es.aliexpress.com/item/4000218328813.html?spm=a2g0o.detail.1000013.15.a40077

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http://www.sld.cu/galerias/pdf/sitios/rehabilitacion-bio/imagina__biomecanica_de_una_silla_de_ruedas.pdf

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https://www.escalerasmadera.es/centro-dise%C3%B1o/normativa-en-escaleras-de-acuerdo-al-c%C3%B3digo-t%C3%A9cnico-de-edificaci%C3%B3n-cte/

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https://es.aliexpress.com/item/33010043547.html?spm=a219c.12010612.0.0.44da20b1Wb9wCS

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https://www.gates.com/content/dam/gates/home/resources/resource-library/catalogs/powergripdrivedesignmanual_17195_2014.pdf

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Memoria

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[23] AMPHENOL. Interconnectors for Control & Signal Applications

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[24] AMPHENOL. ACA-B and GT Series Reverse Bayonet Coupling Connectors

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[25] Oruga salva escaleras LG2004 Basic

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[26] LESJOFOR. Reteiner Ring

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[27] CNBTR Rodillos 2 unidades 50x70 mm

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[28] KFL002 Cojinete 15 mm 2 puntos de fijación

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[29] LIBRE HALOGENOS Cable unipolar 6 𝑚𝑚2

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[30] Conector de plata KCD3

https://es.aliexpress.com/item/32876248412.html?spm=a219c.search0302.3.129.2f38673a

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https://pdf.directindustry.es/pdf-en/lesjoefors/sra-srh-sw-sb-rs-sga-sgh/14154-621826.html#open

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https://es.aliexpress.com/item/32818774091.html?spm=a2g0o.detail.100009.1.eba31a48HFRr8d&gps-id=pcDetailLeftTopSell&scm=1007.13482.95643.0&scm_id=1007.13482.95643.0&scm-url=1007.13482.95643.0&pvid=06dc9d7d-2634-493e-8c56-24a66365ef82&_t=gps-id:pcDetailLeftTopSell,scm-url:1007.13482.95643.0,pvid:06dc9d7d-2634-493e-8c56-24a66365ef82,tpp_buckets:668%230%23131923%2311_668%23808%234093%2361_668%23888%233325%236_668%232846%238115%23812_668%232717%237562%23500







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[31] DITRA Dynamic Transmission. Catálogo técnico

https://graphics.reyvarsur.com/transmision/01-catalogos/catalogo-ditra.pdf



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