Mecanica si organe de masini 1

8/16/2019 Mecanica si organe de masini 1

1/12

6.4 Transmisii cu lan ţ

1) Generalităţi

Transmisiile cu lanţ sunt formate din roţi de lanţ conducătoare şi condusă, lanţul detransmisie şi elementul fix numit bază (suport).

Transmisia este prevăzută cu apărătoare de protecţie , dispozitive de ungere şi

etanşare şi uneori dispozitiv de întindere a ramurii conduse.Energia mecanică se transmite de la roata conducătoare la cea condusă prinintermediul presiunii de contact dezvoltată între dinţii roţilor de lanţ şi rolele (bolţurile)lanţului aflate în angrenare.

2) Clasificare

a) upă scopul utilizării !" transmisii cinematice

" transmisii de forţă ⟨ pentrutransmitereaenergieimecanice pentrutransport

b) upă forma lanţului

" cu eclise drepte ⟨ zale lungi zale scurte" cu eclise cotite" cu eclise dinţate" cu eclise de forme speciale

" cu role ⟨ cu zale lungicu zale scurte


2/12

#ig.$c) upă poziţia liniei centrelor

" orizontale" verticale" inclinate

#ig.%

d) upă modul de întindere a lanţului" prin greutate proprie" prin variaţia distanţei între axe" cu dispozitiv de întindere

e) upă numărul arborilor

" transmisie simplă" transmisie multiplă

f) upă numărul de zale" cu un singur r&nd" cu două r&nduri (duplex)" cu trei r&nduri (triplex)" ....." maxim ' r&nduri (trolii fora)


3/12

g) upă modul de ungere" cu ungere periodică

" cu ungere continuă ⟨ prinbarbotajcu dispozitiv de ungere

vantae" transmit energia la distanţe mari între axe

" durabilitate ridicată (mai mare ca la curele)" construcţie compactă" funcţionare în condiţii grele

ezavantae" funcţionează cu zgomot datorită şocului din angrenarea dintre role şi dinţii

roţilor de lanţ." datorită înfăşurării poligonale a lanţului pe roţile de lanţ , raportul de

transmitere instantaneu este variabil , aceasta are ca efect apariţia unor forţe

dinamice suplimentare mari, precum şi vibraţii ale ramurii conducătoare alanţului .

" sunt mai scumpe dec&t transmisiile prin curele dar mai ieftine dec&t angrenaele

#iecare tip de lanţ se fabrică în două variante constructive!" cu rezistenţă ridicată ! şi *" cu rezistenţă redusă ! + şi *+

anţurile cu rezistenţă ridicată se fabrică cu mai multe r&nduri de zale , cele cu

rezistenţă redusă cu un singur r&nd.

-) otarea lanţurilor se face printr"un număr urmat de tipul lanţului, un număr care indicănumărul de r&nduri de zale, numărul total de zale şi forma lui.

Ex. %/ 0 - 0 $11 zale 0 înc2is24

16 3 $ 4 inc2 (pasul în şaisprezecimi de inc2)

(lanţ triplex cu ezistenţă ridicată tip , pasul $ 4 inc2)

5alele (eclisele) exterioare sunt montate presat (cu str&ngere) pe bolţuri , form&nd uncadru rigid .

5alele (eclisele) interioare sunt presate pe bucşă form&nd tot un cadru rigid.*ucşa este montată cu oc pe bolţuri , iar pe exteriorul ei se montează cu oc rola.

/) 6ateriale" 7entru lanţurile cu rezistenţă ridicată !

• eclisele şi bolţurile din oţel aliat cu 8r şi 6o, tratament termic de

îmbunătăţire


4/12

• bucşele şi rolele din oţeluri aliate de cementare" 7entru lanţurile cu rezistenţă scăzută !

• eclisele şi bolţurile din oţel carbon de îmbunătăţire• bucşele şi rolele din oţeluri aliate de cementare

2) Calculul elementelor geometrice ale transmisiilor cu lanţ9c2ema cinematică teoretică!

#ig.-

a) umerele de dinţi ale roţilor de lanţ" 7entru roata conducătoare ! 5$ 3 f ( tip lanţ, raport transmitere)

9e mai poate calcula din condiţia ca gradul de neuniformitate a mişcării să fieminim.

5$ 3π

√ 2δ L undeδ L 3 grad de neuniformitate al mişcării lanţului

δ L 3 1,11:...1,11-

7entru roata condusă !

5% 3Z

1 ; i12


5/12

7asul se determină astfel!($)in condiţii de gabarit impuse roţii de lanţ conducătoare

p 3π d

1

Z 1 se aleged

1 şi se calculează pasul

(%)in condiţia de rezistenţă la oboseală a ocului dintre rolă şi dintele roţii de lanţ(-)8u o relaţie empirică!

p 35800

3

√ n12

· Z 1

c) iametrele cercurilor de divizare ale roţilor

d1,2

3

p

sin

π

Z 1,2

d1

2 3

p

2

sin π

Z 1

#ig./

d) istanţa între axe

($)=aloarea maximă ! Amax 3 '1; p ¿ ' m

(%)=aloarea optimă ! Aopt 3 (-1...:1) p

(-)=aloarea minimă ! Amin 3d

1+d

2

2 > (-1...:1) mm

e) ?ng2iul dintre ramuri

sinγ

2 3d

2−d

1

2 A 3 p(Z 2−Z 1)

2 πA ≅ γ @%

f) ?ng2iurile de înfăşurare

β1 3 π 0 γ


6/12

β2 3 π > γ

g) ungimea lanţului

3 % cosγ

2 >d

1

2 β

1 >d

2

2 β

2 3 % cosγ

2 > ( π 0 γ )d

1

2

> ( π > γ ¿ d2

2

3 % cosγ

2 > ( π 0 γ ) p Z

1

2π > ( π > γ )

p Z 2

2π

unde! d1 3

p

sin π

Z 1

≅ p Z

1

π Ad

2 3 p Z

2

π

cosγ

2 3 √1−sin2 γ

2 ≅ $ "

1

2 ( γ 2 )2

3 $ "1

2 p

2

A2 ( Z 2−Z 12π )

2

3 % 0 % ;1

2 p

2

A2 ( Z 2−Z 12π )

2

>Z

1+Z

2

2 ; p >(Z 2−Z 1) · p

2π ; p(Z 2−Z 1)π · A

L=2 A+Z 1+Z 2

2· p+(

Z 2−Z 1

2 π )2

· p2

A

2) umărul de zale ale lanţului

B 3 L

p 32 A

p >Z 1+Z 2

2+( Z 2−Z 12π )

2

· p

A

9e recomandă ca numărul de zale să fie par pentru ca uzura să fie uniformă. Cntregindnumărul de zale se modifică distanţa între axe.

i) istanţa între axe recalculată

2

p A2

0 (W −Z 1+Z 22 ) ; > (Z 2−Z 12π )

2

; p 3 1


7/12

A rec 3 p

4 [W −Z 1+Z 22 +√(W −Z 1+Z 22 )2

−8 (Z 2−Z 12π )2

]7entru a asigura ocul necesar montării lanţului, distanţa recalculată între axe se

micşorează cu !

D 3 (1,11%...1,11/) Arec

) istanţa reală între axe

3 A rec 0 D

3) Determinarea pasului transmisiei cu lanţ 9coaterea din funcţionare a lanţului este determinată de uzura articulaţiilor .?zura articulaţiilor este condiţionată de presiunea de contact bolţ"bucşă.

σ aK 3 (%1.../1) @mm% . (presiunea admisibilă de contact este în funcţie de tip lanţ,

pas, turaţie)

σ K = t · K e

! ·i " # σ aK

?nde ! t 3 forţa periferică utilă

t 3 103

$

v A

v 3π· d

1· n

1

60 ·103 şi d1 3

p · z1

π

#ig./

3 proiecţia suprafeţei de contact pe un plan ce trece prin axa articulaţie 3 a1 ; d3

i" 3 numărul de r&nduri de zale K e 3 coeficient de exploatare A K e 3 1,...%,:

σ K =¿ 10

3· $1·60 ·10

3· K e

p · z1

· n1

· a1

· d3

· i" # σ aK


8/12

9e notează raportul! 3a1

d3

p2 A ( coeficient de formă)

zale scurte :% =0,22&0,3

zale lungi:% =0,065&0,08

σ K =¿ 6 ·10

7· $1 · K e

p3

· z1

· n1

·%·i " # σ aK

p=390 3√ $1 · K e z1 ·n1 ·% ·i" · σ aK

4) Metodologia de calcul a transmisiilor cu lanţ

a) ate iniţiale

" 7uterea la roata conducătoare $1 A FB

" Turaţia la roata conducătoare n1 A rot@min

" Gaportul de transmitere ! i12

" 8ondiţii de funcţionare ! " maşina motoare" maşina de lucru" condiţii de ungere

" număr ore de funcţionare

b) Etape de calcul

$. 9e alege! z1

%. 9e calculează! z2 3 z1 ; i12

9e calculează pasul ! p=390 ;3√ $1 · K e z1· n1 ·%·i" · σ aK

9e obţin trei valori ! p

1 pentru i" 3 $ (un singur r&nd) p

2 pentru i" 3 % p

3 pentru i" 3 -


9/12

-. 9e estimează pasul conform 9T9 :$H/ şi se aleg sarcina de rupere 'r

greutatea pe metru liniar I , pentru cele trei cazuri. i" 3 $ A % A -

$¿¿¿

A 'r1 A (1 ) A

$¿¿¿

A 'r2 A (2 ) A

$¿¿¿

A 'r3 A (3 ) A

/. =iteza medie a lanţului

= 3 p · z

1· n

1

60 ·103 ⇒ {

v1

v2

v3

:. 9e calculează forţele!

" forţa utilă t 3 103

$

v ⇒ { t 1 t 2 t 3

" forţa de întindere din ramura pasivă sau forţa ce se dezvoltă în ramura condusă8onsiderăm că această forţă se dezvoltă datorită greutăţii proprii a acesteia. 9easimilează această forţă cu un fir greu.

2 3 √(

(· l2

8 " )2

+( (l2 )2

I 3 greutate pe metru liniar a lanţului #ig. :f 3 săgeata ramurii conduse

l3 lungimea ramurii conduse l ≅

" forţa datorată efectului centrifugal !

c 3(· v

2

g ⇒ { c 1 c 2 c 3

" forţa dinamică !


10/12

din 3n12

·(·p·A

18·106 ⇒ {

din1 din2 din3

" forţa din ramura activă!

1)

3

t 1 >

2 >

c 1 >

din1

1) )

3 t 2 > 2 > c 2 > din 2

1) ) )

3 ...

. 8oeficientul de siguranţă efectiv!

ce" 3'r

1 * ca ⇒ {

ce" 1ce" 2ce" 3

8oeficienţii admisibili de siguranţă sunt daţi ca 3 f (nA p)

9e aleg

{

ca1ca2

ca3

H. 9e calculează diferenţele!

+ c1=ce" 1−ca1

+ c2=ce" 2 , ca2

+ c3=ce" 3−ca3

9e alege acel tip de lanţ dintre cele trei posibile pentru care! + cmin>¿ 1

(minim şi pozitiv)

'. 9e calculează forţa de împingere în arbori

J. 9e calculează elementele geometrice ale transmisiei în funcţie de pasul ales

) !oţi de lanţ utili"ate #n construcţia de ma$ini!oţi pentru lanţurile cu %uc$e $i role


11/12

a transmisiile cu lanţ se folosesc roţi cu dinţi prelucraţi prin frezare (mai rar roţileturnate cu dinţi neprelucraţi)

Goţile de lanţ au profilul standardizat.

#ig.

Elementele geometrice ale roţii de lanţ." pasul pe coardă KpL este egal cu pasul lanţului şi este standardizat." numărul de dinţi KzL" diametrul nominal al rolei Kd$L (standardizat)" diametrul de divizare KdL

d 3

p

sin π

z

" diametrul interior al roţii KdiLdi 3 d 0 d$

" diametrul de v&rf (max. şi min.)

demax 3 d > $,%: p 0 d$


12/12

demin 3 d > (1−1,6 z ) ; p 0 d$

" diametrul rolei calibru KdcLdc 3 d$

" dimensiunea peste role6 3 d > d$ (la număr par de dinţi)

6 3 d ; cos90-

z > d$ (la număr impar de dinţi)

unde ! d 3 diametrul de divizared$ 3 diametrul rolei lanţului

" lăţimea dintelui Kb$L b$ se alege funcţie de tipul lanţului şi pas.

" teşirea dintelui KfLf 3 (1,$$...1,$:) p

" raza de teşire minimă .

3min 3 p

" diametrul obezii roţii Kd:L

Este în funcţie de pas, număr de dinţi, lăţimea dintelui.

Mecanica si organe de masini 1

Documents

Transcript of Mecanica si organe de masini 1