Transmisii prin lanț , [310345]

Transmisii prin lanț ,

4.1 Generalități.

[anonimizat] "flexibil" – numit lanț care angrenează cu cele două roți (fig.4.1).

[anonimizat] (fig.4.2) (inele, zale, verigi, plăci) articulate între ele și care sunt solicitate numai la tracțiune.

[anonimizat]:

1. [anonimizat];

2. lipsa alunecărilor elastice și un randament ridicat ;

3. forțe mici pe arbori datorită lipsei unor forțe mari de pretensionare specifice transmisiilor prin curele;

4. posibilitatea înlocuirii ușoare a lanțului;

5. posibilitatea transmiterii mișcării la mai multe roți de lanț simultan;

6. funcționează și în condiții grele de exploatare (praf, temperaturi ridicate 180-200 C, la transmisii cu ungere sau chiar 800 C, dacă elementele lanțului sunt executate din oțeluri termorezistente);

7. permit transmiterea unor puteri relativ mari.

Printre dezavantajele transmisiilor prin lanț se pot aminti:

1. Uzură pronunțată în articulații (mai ales în lipsa unor ungeri corespunzătoare);

2. Funcționarea este însoțită de zgomot;

3. [anonimizat], [anonimizat];

4. Preț de cost mai ridicat;

5. Necesită un montaj precis al arborilor și roților.

Domenii de utilizare: transmisiile cu lanț sunt utilizate la acționarea mașinilor unelte, a mașinilor de transport (biciclete, motorete, transportoare etc.), a mașinilor agricole, a [anonimizat], metalurgice, utilaje chimice etc. Transmisiilor prin lanț se utilizează pentru transmiterea unor puteri până la 120 kW la viteze periferice până la 15 m/s, distanțe axiale până la 8 m și rapoarte de transmitere .

4.2. Clasificarea lanțurilor.

În funcție de destinație lanțurile se împart în următoarele grupe:

a. [anonimizat]. Funcționează la viteze mici (până la 0,25 m/s) și sarcini mari. Se execută cu zale ovale (fig. 4.2 a) sau cu eclise simple ([anonimizat]. 4.2 b)

b. lanțuri de transport servesc la deplasarea greutăților la mașinile de transport. Funcționează la viteze periferice medii 2-4 m/s și se caracterizează prin aceea că au pasul mare (fig. 4.2 c, j, k). [anonimizat].

c. lanțuri de transmisie (fig. 4.2 d-i) servesc la transmiterea energiei de la arborele motor la cel condus. [anonimizat].

Clasificarea lanțurilor de transmisie și de transport este reglementată prin STAS 2577-67. Lanțurile cu eclise dințate nu sunt încă standardizate.

În prezent transmisiile de putere se realizează aproape în exclusivitate cu lanțuri cu role sau cu lanțuri cu eclise dințate.

4.3. Lanțuri de transmisie.

Elementele componente ale transmisiei prin lanț fig.4.5 sunt: lanțul 1; roata conducătoare; roata condusă; dispozitivul de întindere ([anonimizat].); instalația de ungere ([anonimizat].).

Conform STAS 2577-67 lanțurile de transmisie se clasifică în trei grupe:

a. Lanțuri cu eclise și bolțuri (tip Galle) sunt normalizate în STAS 4075-75.

Lanțul Galle (fig.4.6) constă din zale formate din plăcuțe (eclise) articulate între ele cu bolțuri. Capetele bolțurilor sunt închise prin nituire. În zalele exterioare eclisele sunt strânse pe bolțuri iar cele interioare eclisele sunt articulate.

b. Lanțuri cu eclise, bolțuri și bucșe (fig.4.7) prezintă o rezistență la uzură mai bună, o durabilitate mai mare putând fi utilizată până la viteze de 3 m/s și sarcini mari.

c. Lanțuri articulate cu eclise, bolțuri, bucșe și role (fig. 4.8) prezintă o durabilitate mult sporită deoarece angrenarea lanțului cu dinții roții de lanț se realizează prin rostogolirea rolei. La acest tip de lanț zona exterioară constă din două eclise presate pe bolțuri iar zona interioară este formată din două eclise presate pe bucșe.

Bucșele sunt montate cu joc pe bolțuri. Pe bucșe sunt montate cu joc rolele. Capetele lanțurilor se îmbină cu ajutorul unor zale speciale de legătură. În cazul unor sarcini mari se folosesc lanțurile cu mai multe rânduri de zale. Numărul de rânduri poate fi 2 sau 3.

d. Lanțurile dințate (fig. 4.2 h, i) sunt formate din eclise dințate așezate una lângă alta, articulate prin bolțuri transversale.

În timpul funcționării, eclisele dințate angrenează cu dinții roții de lanț ceea ce pretinde o precizie ridicată de execuție. Se pot utiliza la viteze foarte mari fiind silențioase. Ghidarea lanțului dințat se face cu o eclisă centrală de conducere 1 (fig. 4.9) care intră într-un canal practicat în roata de lanț..

Lanțurile cu role (fig. 4.8) se caracterizează prin:

pasul p – distanța dintre axele a două bolțuri consecutive;

a – distanța dintre eclisele interioare;

d1 – diametrul rolei;

d3 – diametrul bolțului;

b1, b2 lățimea eclisei interioare, respectiv exterioare;

e – distanța între rânduri.

4.4 Materiale.

Materialele folosite pentru execuția lanțurilor de transmisie sunt în general oțelurile carbon și oțelurile aliate tratate termic. În general eclisele se execută din platbandă laminată la rece din OLC 45, OLC 50, 40Cr10, 35CrNi15, iar piesele articulațiilor (bolțuri, bucșe, role) se execută din oțeluri de cementare, OLC 15, OLC 20, 13Cr07, 13CrNi35, care se supun unui tratament termic pentru a ajunge la duritatea HRC=45-60.

4.5. Elemente geometrico-cinematice.

Elementele geometrice de bază ale unei transmisii prin lanț sunt:

pasul;

numerele de dinți ale roților de lanț;

profilul dinților;

distanța dintre axe;

lungimea și lățimea lanțului;

– razele cercurilor de divizare ale roților (cercurile pe care se găsesc articulațiile lanțului când se înfășoară pe roți etc.). (fig. 4.11).

a. Pasul se calculează cu relația (4.1) și apoi se adoptă valoarea standardizată. Pentru lanțuri cu role și zale scurte de uz general – STAS 5174-66:

în care:

– momentul de torsiune de transmis la roata conducătoare;

j – numărul de rânduri de zale;

C – coeficientul de corecție total dat de relația (4.19);

h – durata de funcționare propusă în ore.

Se recomandă pasul lanțului cât mai mic posibil, deoarece permite alegerea unui număr de dinți mai mare la roți, ceea ce duce la micșorarea șocurilor, deci la mers liniștit.

b. Numărul de dinți z1 la roata conducătoare se alege funcție de tipul lanțului, turația roții (fig.4.12) și de raportul de transmitere i (tabelul 4.1) sau se calculează cu relația (4.2)

c. Numărul de dinți z2 la roata condusă cu relația (4.3)

d. Raportul de transmitere

Lanțul, la o rotație a roții de lanț parcurge spațiul . Durata unei rotații va fi așa încât viteza medie a lanțului va fi:

unde: n – turația roții [rot/min]; z – numărul de dinți ai roții; p – pasul lanțului [m].

Deoarece viteza periferică pe cele două roți este aceeași, se poate scrie:

de unde raportul de transmitere va fi:

Deoarece la o rotație uniformă a roții conducătoare 1, lanțul nu se deplasează cu o viteză constantă, rezultă că raportul de transmitere real i nu este riguros constant, el având o mică variație ceea ce generează forțe inerțiale suplimentare ce solicită transmisia.

e. Distanța dintre axe A (figura 4.11) Din considerente de durabilitate a lanțului se recomandă ca distanța dintre axe să fie cuprinsă între:

unde: p – pasul lanțului.

f. Lungimea lanțului, se calculează geometric funcție de elementele componente ale transmisiei. Astfel, pentru transmisia din figura 4.11 se folosește următoarea relație, exprimată în număr de zale:

sau , exprimată în unități de lungime.

Se menționează că lungimea lanțului se rotunjește la un număr întreg și par de zale deoarece la un număr impar de zale închiderea lanțului necesită o za cotită de legătură care reduce cu cca. 20% capacitatea portantă a lanțului.

g. Distanța dintre axe la alegerea finală a numărului de zale:

h. Diametrele cercurilor de divizare (figura 4.13)

4.6. Forțele în transmisia cu lanț.

1. Forța tangențială, acționează în lungul ramurii conducătoare având valoarea medie:

în care: P(W) și (Nm) sunt puterea , respectiv momentul de torsiune utile (tehnologice); v – viteza lanțului (m/s).

2. Forța de întindere datorată greutății ramurilor transmisiei:

unde: q – masa pe metru liniar, Kg/m; g – accelerația gravitațională, g=9,81, m/s2; A' – distanța dintre axe, recalculată, m; kf – coeficientul săgeții:

3. Forța de întindere a ramurilor lanțului dezvoltată de forțele centrifuge ale zalelor este dată de relația:

în care: q – masa lanțului pe metru liniar, Kg/1m; v – viteza periferică a lanțului, m/s.

Neglijând forțele dinamice necesare accelerării lanțului din ramura activă Fdin 1 și forțele dinamice necesare accelerării maselor legate de roata condusă Fdin 2, ramura activă a lanțului va fi solicitată de forța:

iar ramura pasivă de forța:

Datorită faptului că articulația zonei ramurii pasive se sprijină pe dinte, forța F2 nu se transmite la celelalte zale așezate pe roata de lanț.

4. Forța de apăsare pe arbori. Se calculează cu relația :

unde: kv – coeficientul de încărcare a arborilor, tabelat.

Direcția forței Fap se ia pe linia centrelor arborilor.

4.7 Metoda uzuală de calcul.

Metoda uzuală pentru calculul transmisiilor cu lanțuri cu role și zale scurte STAS 5174 are la bază transmisia de referință cu următoarele date constructive și funcționale:

z01=19 dinți, i0=3, A0=40p, x0=100 zale; doi arbori; durata medie de lucru h0=10000 ore, la o creștere relativă a pasului mediu al lanțului de maxim 3%; funcționare în sarcină normală; ungere optimă; exploatare fără șocuri.

Pentru transmisia de referință sunt trasate diagramele puterii limită admisibile PL, pe tipodimensiuni de lanțuri de transmisie, funcție de turația n1 a roții conducătoare

Fiind dată puterea de transmis la roata conducătoare P1, se calculează puterea PL cu care se intra în diagramă:

în care: C – este coeficientul de corecție total ce depinde de mai mulți factori și este recomandat cu valoarea sa globală de firmele producătoare, sau se calculează cu un produs de mai mulți coeficienți parțiali.

unde:

Cs – coeficientul de sarcină care depinde de tipul mașinii antrenate și antrenoare, tabelat;

Cz – coeficientul numărului de dinți, tabelat;

CA – coeficientul distanței dintre axe, tabelat;

Cm – coeficientul funcție de materialul lanțului, tabelat;

Ci – coeficientul raportului de transmitere, tabelat;

Ch – coeficientul duratei de serviciu se calculează;

Cj – coeficientul de uniformitate a repartizării sarcinii pe rândurile de zale, tabelat;

C – coeficientul funcție de înclinarea transmisiei având valorile:

Coeficienții ale căror valori nu se pot aprecia inițial, se introduc în (4.20) egali cu unitatea.

4.8. Calculul de verificare al lanțului

Calculul de verificare se face la: uzura articulațiilor; ruperea la oboseală a ecliselor și la contactul rolelor cu dinții roții de lanț.

1.Uzura în articulații, concretizată prin creșterea pasului lanțului, se datorează contactului dintre bolț și bucșă (figura 4.8 a). Tensiunea de contact va fi:

unde: – este tensiunea de contact admisibilă din articulație ce se calculează cu relația:

sau se adoptă dintr-un tabel.

În relația (4.21) h este durata de funcționare propusă, în ore, n1 – turația roții de lanț conducătoare, rot/min;

p – pasul lanțului, mm; A – distanța dintre axe, mm; Dacă relația (4.20) nu este satisfăcută, se mărește numărul de rânduri de zale cu condiția ca j6.

2. Verificarea la rupere, constă în verificarea mărimii coeficienților de siguranță efectivi static Cst și la solicitări variabile Cv cu relațiile:

în care:

Sr – sarcina minimă de rupere a lanțului, tabelată; F1 – forța din ramura activă a lanțului, tabelată; Cs – coeficientul de sarcină, tabelat.

3. Verificarea lanțului la tensiunea de contact dintre rolă

Se face cu relația cunoscută a lui Hertz:

în care: – forța normală maximă:

unde B – lățimea dintelui; E – modulul de elasticitate echivalent;  – raza de curbură echivalentă:

– tensiunea de contact admisibilă care depinde de materialul roții de lanț, tratamentul termic și duritatea flancurilor dinților, tabelată.

TRANSMISII CU ROȚI DE FRICȚIUNE

9.1 Definiții. Clasificări. Domenii de utilizare.

Roțile de fricțiune sunt organe de mașină folosite pentru transmiterea directă a mișcării de rotație de la arborele conducător la cel condus, ca urmare a frecării între corpurile de fricțiune.

În funcție de destinația transmisiilor cu roți de fricțiune, acestea se împart în "transmisii cu raport de transmitere constant" (fig. 9.1 a-f) și "transmisii cu raport de transmitere variabil" (fig. 9.1 g-m), când se numesc "variatoare de viteză sau de turație".

După poziția arborilor, roțile de fricțiune pot fi: cilindrice (cu axe paralele) (fig. 9.1 a-d), conice (cu axe concurente) (fig. 9.1 e, f), frontale (cu axe încrucișate) (fig. 9.1 g).

După forma suprafețelor de fricțiune pot fi: cu suprafețe netede (fig. 9.1 a, b, e, g-m) și cu suprafețe canelate (fig. 9.1 c, d, f).

După modul de apăsare, roțile de fricțiune sunt cu apăsare constantă sau reglabilă (automat în funcție de sarcină).

Avantajele transmisiilor cu fricțiune sunt:

1. Construcție și execuție simple;

2. Funcționare lină și fără zgomot;

3. Posibilitatea patinării la suprasarcini protejând astfel instalațiile de avarii;

4. Reglare ușoară a vitezei elementului condus;

5. Cuplări și decuplări comode, fără oprirea mașinii;

Ca dezavantaje se pot menționa:

1. Imposibilitatea realizării unui raport de transmitere riguros constant;

2. Necesitatea unor forțe de apăsare mari între roți, care duc la solicitări mari între arbori și lagăre;

3. Limitarea puterii transmise la10-20 kW (transmisiile prin fricțiune de putere prin roți din oțeluri călite ce lucrează în băi de ulei, pot transmite puteri până la 200-300 kW);

4. Randament relativ scăzut = 0,7-0,95 datorită pierderilor mari de energie prin frecare în lagăre;

Transmisiile cu roți de fricțiune cu raport de transmitere constant se utilizează relativ rar.

Dimpotrivă, transmisiile cu fricțiune cu raport de transmitere variabil – variatoarele – se utilizează foarte frecvent la diferite mașini, cum ar fi: mașini unelte, mașini textile și de transport (transportoare), dispozitive pentru sudare și turnare etc.

9.2 Materiale pentru roțile de fricțiune

Materialele pentru roțile de fricțiune trebuie să aibă,

un coeficient de frecare cât mai mare,

un modul de elasticitate cât mai ridicat (pentru ca deformațiile permanente să fie cât mai mici);

rezistență la uzură.

Pentru transmisiile portante se poate utiliza oțel călit pe oțel călit (Exemplu: RUL 1, RUL 2 cu duritate minimă HRC=60).

Mai rar se utilizează fonta pe fontă care o rezistență scăzută la presiunea de contact.

Transmisiile prin fricțiune cu roți metalice pot funcționa atât uscate, când realizează coeficienți de frecare mai mari, cât și în băi de ulei, când au o durabilitate mai mare.

Pentru toate tipurile de roți de fricțiune, dau bune rezultate oțelul sau fonta pe materiale nemetalice. Fibra, pielea, azbestul presat, textolitul, pertinoxul, lemnul, lingnofolul, ferodoul, cauciucul se utilizează ca bandaj pentru suprafețele în contact.

9.3 Modul de distrugere a suprafețelor de lucru ale roților de fricțiune.

Uzura prin ciupitură (pitting). Se întâlnește la transmisiile închise, ce lucrează în condiții de ungere abundentă și protecție împotriva pătrunderii particulelor abrazive. .

Griparea. Apare la transmisiile de putere cu turații ridicate când pelicula de lubrifiant dintre suprafețele în contact este distrusă și realizează contactul direct metalic, al suprafețelor. Creșterea temperaturii în zonele de contact direct duce la microsudurea punctelor fierbinți

Pentru prevenirea gripării se utilizează lubrifianți aditivați cu aditivi antigripare și EP.

Uzura. Uzura mare o prezintă transmisiile deschise, ca urmare a alunecărilor elastice și patinării.

9.4 Roți de fricțiune cu axe paralele

9.4.1 Elemente geometrice și cinematice. Forțele în transmisie.

În cazul axelor paralele, roțile de fricțiune sunt cilindrice (fig. 9.4)

Considerând că între cele două roți nu există alunecare, vitezele periferice ale celor două roți trebuie să fie egale:

Ca urmare raportul de transmitere va fi dat de relația:

În realitate, între cele două roți există o alunecare și raportul real de transmitere va fi:

unde coeficientul de alunecare elastică. Alunecarea elastică se datorează deformațiilor plastice, care iau naștere pe periferia celor două roți, în zona de contact, din cauza apăsării lor.

Pentru o transmitere formată din două roți, raportul de transmitere se ia i7.

Distanța dintre axe a transmisiei (figura 9.4) se stabilește cu relația:

Lățimea roților b (lungimea liniei de contact) de obicei se alege în funcție de distanța dintre axe:

Pentru a putea transmite puterea este necesar ca forța de frecare să fie egală sau mai mare decât forța tangențială.

În vederea evitării fenomenului de patinare (alunecare) se introduce un coeficient de siguranță K=1,2…1,5 (pentru transmisiile aparatelor K=3…5), care permite ca inegalitatea (9.5) să se pună sub forma:

9.4.2 Calculul de rezistență.

Dimensionarea roților cu fricțiune se face pe baza solicitării la contact. Tensiunea maximă de contact ce ia naștere între cele două roți se calculează cu relația lui Hertz:

unde: E – este modulul de elasticitate echivalent al cuplului de materiale din care sunt executate cele două roți:

tensiunea admisibilă la contact

Pentru roțile cu suprafața de lucru din lemn, piele, cauciuc sau alte materiale, care nu se supun legii lui Hooke, parametrii transmisiei se stabilesc din calculul de rezistență la uzură pentru sarcina specifică admisibilă (sarcina ce revine unității de lungime a liniei de contact):

sarcina specifică admisibilă

După înlocuirile și se obține relația de calcul a distanței dintre axe a pentru proiectare:

deci:

9.7 Variatoare cu roți de fricțiune.

Transmisiile cu roți de fricțiune se pot utiliza și pentru realizarea unor rapoarte de transmitere variabile caz în care se numesc "variatoare". Variatoarele moderne concurează cu variatoarele hidraulice și electrice de care se deosebesc prin simplitate și gabarit reduse.

Principalele tipuri de variatoare sunt:

– variatoare cu roți de fricțiune cilindrice cu contact frontal sau lateral;

– variatoare cu roți de fricțiune conice;

– variatoare cu roți de fricțiune cu suprafețe sferice, toroidale sau de altă formă.

Caracteristica cinematică principală a variatoarelor este gama de reglare G definită prin relația:

Variator cilindric cu contact frontal

Unul din variatoarele cilindrice cu contact frontal este prezentat în fig. 9.7. Prin deplasarea roții (1) pe direcția paralelă cu suprafața frontală a roții (2) se modifică raza R2x a roții (2) obținându-se modificarea turației n2. Turația n1(1) și raza R1 a roții (1) sunt constante, iar raza R2 a roții (2) variază în limitele R2min și R2max. Pentru aceste valori corespund următoarele rapoarte de transmitere:

Gama de reglare va fi:

Variator inversor cu roti cilindrice de fricțiune (Figura 9.8)

Funcție de roțile în contact (1sau 1’) cu 2 se obține un sens sau altul de rotație.

Variator cu roti conice de fricțiune (Figura 9.9)

Ansamblul roții conducătoare 1 are posibilitatea de deplasare atât radial cât și axial

Raportul de transmitere minim și maxim vor fi:

Variator cu roti de fricțiune biconice

În fig. 9.10 este reprezentat un variator cu roți de fricțiune conice. Transmiterea mișcării și modificarea vitezei se realizează prin deplasarea roții intermediare cilindrice (3), de-a lungul roților conice egale (1) și (2). Raportul de transmitere minim și maxim vor fi:

Dacă se dă gama de reglare G se determină raportul D/d în funcție de care se dimensionează roțile .