Moduri de transmisii prin lanturi

Transmiterea energiei intre doua elemente situate la distant relative mare este posibila

prin utilizarea unor elemente intermediare, care pentru cazul in care energia transmisa este

mare, este preferabil sa fie realizate cu elemente metalice articulate care poarta denumirea de

lanturi.

Sistemele de transmitere a energiei prin intermediul lantului se diferentiaza in functie

de destinatia acestora si de natura sarcinii care trebuie transmisa intre elementul conducator si

condus, deosebindu-se :

1. Transmisii cu lant de ridicat

2. Transmisii cu lant de transportat

3. Transmisii cu lant de transmisie

Transmisii cu lant de ridicat sunt utilizate in constructia instalatiilor sau

subansamblurilor instalatiilor de ridicat. In general aceste transmisii functioneaza cu

viteze ale lanturilor mici v < 0,25 m/s si nu necesita precizie ridicata de executie si

montaj a elementelor.

Transmisii cu lant de transportat sunt utilizate in constructia transportatoarelor

mecanice. Se folosesc in constructia unor astfel de transmisii : lanturi pentru eclise cu

transportatoare ; lanturi cu racleti ; lanturi cardanice care permit schimbarea directiei

miscarii lantului ; lanturi cu carlige, tip Ewarth ; lanturi cu zale demontabile ; lanturi

cu placi. Viteza lantului , la astfel de transmisii este de ordinul 2...4 m/s.

Transmisii cu lant de transmisie sunt destinate transmiterii miscarii de rotatie intre

doi arbori si spre deosebire de transmisiile anterioare prezentate a caror constructie

este dependenta de destinatia transmisiei.

Rol functional si destinatie

Sarcini si utilizare

Datorita economicitatii si fiabilitatii lor, transmisiile cu lanturi sunt des utilizate in

transmisia de putere, de exemplu la autovehicule, in constructia de motoare, masini agricole,

masini unelte, masini textile, masini de prelucrare a lemnului, tipografie si transporturi.

Transmisiile cu lanturi ocupa o pozitie intermediara intre transmisiile cu curele si cele

cu roti dintate in ceea ce priveste proprietatile, complexitatea constructive, puterea transmisa

si cerintele de intretinere. Transmisiile prin lanturi apartin, ca si transmisiile prin curele,

transmisiilor cu elemente de tractiune si sunt utilizate la arborii paraleli, pe cat posibil

orizontali, si la distante mai mari intre arbori. De la o roata de antrenare pot fi actionate prin

lanturi mai multe roti, cu acelasi sens de rotire sau cu sens diferit.

Avantajele fata de transmisiile prin curele: transmisia de putere functioneaza fara

alunecare, datorita contactului prin forma intre dintii rotilor de lant si lant si in consecinta au

un raport de transmitere constant; solicitare redusa a lagarelor, deoarece nu este necesara

pretensionarea; sunt insensibile la temperature inalte, umiditate si murdarie; la aceleasi puteri

rezulta dimensiuni constructive mai mici decat a transmisiilor prin curele.

Dezavantajele: transmitere de forta rigida, neelastica; transmisia intre axe incrucisate

nu este posibila. La aceleasi puteri, transmisiile cu lanturi sunt mai scumpe decat transmisiile

prin curele. Pot sa apara vibratii ale lantului, datorita vitezei neuniforme a lantului, datorata

efectului de poligon.

Tipuri de lanturi, executie si utilizare:

Transmisiile cu lant cu raport de transmitere constant sunt transmisii mecanice cu

element intermediary flexibil, utilizate, in general, ca transmisii de putere intre doi sau mai

multi arbori. Transmisiile cu lant se recomanda, de obicei, pentru transmiterea miscarii de

rotatie intre arbori situati la distant prea mare pentru a se putea utiliza, angrenare si prea mica

pentru realizarea unei transmiteri a miscarii cu curele.

Pozitia axelor arborilor transmisiei in raport cu planul acesteia poate fi diferita fig 1,

in functie de sensul de rotatie a rotii conducatoare, rezultand pozitia rotii conduse sau

necesitatea utilizarii unor roti suplimentare de intindere a lantului fig 1 –d...g

Fig.1- Pozitia axelor arborilor de transmisie

In raport cu transmisiile prin curele :

1. La acelasi gabarit, transmisiile cu lant au capacitate portanta mai mare, gama de puteri

transmisa fiind foarte larga 0...500 (max 4000) kw

2. Raport mediu de transmitere constant si poate atinge chiar valori

de 30, in cazul utilizarii lanturilor cu eclise dintate

3. Absenta fenomenului de alunecare geometrica si elastica asigura functionarea unor

astfel de transmisii, cu randament ridicat

4. Incarcarile suplimentare ale arborilor sunt mici, transmiterea sarcinii realizandu-se

prin angrenare si nu prin frecare, intinderea lantului fig 2 urmareste reducerea

vibratiilor si nu creste forta de frecare in scopul realizarii aderentei

Fig 2 – reducerea vibratiilor

5. Conditiile care trebuie asigurate functionarii transmisiei cu lant, sunt mai putin

pretentioase, acestea putand lucra si in medii umede, cu praf precum si intr-un

domeniu mai larg de temperaturi (-200C ... 200

0C)

In raport cu transmisiile cu roti dintate

1. La distante relativ mari dintre axe, transmisia cu lant este mai economica si

asigura un gabarit mic, in special in directia axiala

2. Distanta dintre axe poate fi usor modificata si in limite largi

3. Legatura dintre rotile de lant fiind elastica se confera mecanismului protectie la

suprasarcini.

Principalul dejavantaj de ordin functional al transmisiei cu lant rezida din asa numitul

efect poligonal de infasurare a razelor lantului pe rotile de lant; acest efect asociat cu

impactul zalelor la intrarea in angrenare cu roata de lant genereaza forte dinamice

suplimentare, variabile periodic, generatoare de vibratii si zgomote. Intensitatea acestor

fenomene creste cu cresterea vitezei lantului si ca atare aceasta se limiteaza la valori de 15

(max 30) m/s, doar in cazul transmisiilor cu lant cu eclise dintate putandu-se atinge valori de

80m/s

Transmisiile cu lant, datorita, in special, avantajelor pe care le confera sunt folosite in

diverse sectoare ale constructiei de masini : autovehicule, masini unelte, utilaj minier,

metallurgic, chimic, masini agricole etc.

Numeroase tipuri de lanturi pot fi clasificate in:

1. Lanturi cu elemente, alcatuite din elemente rotunde sau din zale, sunt utilizate ca

lanturi de transmisie a sarcinii la mijloacela de ridicat si in tehnica transportatoarelor

2. Lanturile cu articulatii, in executii diferite, utilizate ca lanturi de transmitere a sarcinii,

lanturi pentru transport, dar, in special, ca lanturi pentru antrenarea transportatoarelor.

Pentru transmisiile cu lanturi se folosesc, in special, lanturi cu articulatii din otel, dintre care

se vor descrie principalele tipuri normate.

Lanţurile de transmisie se execută cu paşi mici, pentru reducerea sarcinilor dinamice şi

cu articulaţii rezistente la uzură, pentru mărirea duratei de funcţionare.

Transmisia cu lant este alcatuita, in general, din urmatoarele parti component :

1. Lanturi de transmisie

2. Rotile de lant

3. Carcasa

4. Instalatia de ungere

5. Dispozitivul de intindere a lantului

Fig 2 Alcatuirea unei transmisii cu lant

Lanturile de transmisie se pot clasifica, in genera, in doua categorii, in functie de modul

in care se realizeaza contactul lantului cu roata de lant, deosebindu-se:

1. Lanturile cu eclise simple (lanturi articulate cu zale) – articulate cu bolturi si bucse

sau role – la care sarcina se transmite indirect ecliselor prin contactul dintre bolt

(bucse sau role) si dantura rotii de lant

2. Lanturi cu eclise dintate la care sarcina se transmite direct ecliselor prin contactul

dintre dintii acestora si cei ai rotilor de lant.

Lanţurile cu bolţuri (de tip Gall) se execută din eclise şi bolţuri (fig. 3). Eclisele

exterioare 1 se presează pe bolţurile 3, formând cu acestea un cadru, iar eclisele

interioare 2 formează articulaţii cu bolţurile 3 (fig. 3, c); capetele bolţurilor se nituiesc.

Deoarece suprafaţa de contact în articulaţii este redusă, ceea ce duce la o uzură accentuată,

aceste lanţuri se recomandă la sarcini mici şi viteze reduse (v < 0,3 m/s – pentru lanţurile cu

zale scurte, construcţie grea; v < 0,2 m/s – pentru lanţurile cu zale lungi, construcţie

uşoară). Se execută cu joc între eclise, în variantele cu eclise simple (fig. 3, a) sau

multiple (fig. 3, b).

Lanţurile cu bucşe ( fig. 4) se compune din eclise, bolţuri şi bucşe, eclisele exterioare 1 fiind

presate pe bolţurile 3, iar cele interioare 2 pe bucşele 4. Din punct de vedere funcţional,

eclisele exterioare şi bolţurile, respectiv eclisele interioare şi bucşele, formează elemente

distincte , articulate intre ele ( fig. 4, b ). Datorită suprafeţei de contact mai mare dintre

bolţuri şi bucşe, aceste lanţuri se recomandă la sarcini medii şi viteze sub 3m/s.

Lanţurile cu role ( fig. 5 ) se deosebesc de lanţurile cu bucşe datorită rolelor 5, montate liber

pe bucşă. Schema funcţională din figura 3,b este completată cu role şi este prezentată în

figura 5,b.

La aceste transmisii ,angrenarea lanţului cu dinţi roţile de lanţ se realizează prin rostogolirea

rolelor pe flancurile dinţilor , frecarea de alunecare care este caracteristică lanţurilor cu bucşă

, fiind înlocuită cu frecarea de rostogolire, caracterizată prin pierderii energetice mult mai

mici ( randamentul transmisiei creşte). Lanţurile cu role se folosesc la viteze mai mari, cu

uzuri mai reduse ale dinţilor roţilor de lanţ, decât în cazul lanţurilor cu bucşe.

Fig 2 Fig 3

Fig 5

Se execută într-o mare varietate de forme şi dimensiuni, pentru a putea fi folosite

într-un domeniu larg de sarcini de transmis şi viteze de funcţionare. Lanţurile de uz

general cu role şi zale scurte cu un rând de zale (fig. 5, a), cu două rânduri de zale (fig. 5, c) şi

cu trei rânduri de zale (fig. 5, d) se utilizează la sarcini mari şi viteze v ≤ 15m/s; pentru

biciclete, motorete şi motociclete, se folosesc lanţurile cu role şi zale scurte cu p = 12,70

mm. La sarcini mari, cu şocuri frecvente şi viteze mici sau medii se folosesc lanţurile de tip

Rotary, cu eclise cotite (fig. 5, e), iar la sarcini şi viteze medii, lanţurile cu role şi zale lungi.

Pentru realizarea unei mişcări cât mai uniforme a roţii (roţilor) conduse, se evită

folosirea lanţurilor cu paşi mari, preferându-se lanţurile cu două rânduri (lanţuri duble)

sau cu trei rânduri (lanţuri triple), cu paşi mici (v. fig. 5, c şi d).

La formarea sau la scurtarea lanţului, se folosesc zalele de legătură asigurate axial

prin presarea eclisei pe bolţ (fig. 6, a), utilizarea unui sistem elastic de siguranţă (fig. 6, b) sau

prin utilizarea cuielor spintecate (fig. 6, c). La un număr impar de zale, la lanţurile cu bucşe şi

cu role,se folosesc eclise speciale de legătură (fig. 6, d), fapt pentru care se

recomandă, pentru aceste lanţuri, folosirea unui număr par de zale. La lanţurile Rotary nu

se impune această recomandare, datorită formei ecliselor.

a b c d e

Fig 6

Formarea şi tehnologia de execuţie a elementelor componente ale lanţului sunt simple,

bolţurile, bucşele, eclisele şi rolele executându-se pe maşini de precizie şi productivitate

ridicate.

Bolţurile se execută cilindric, iar la lanţurile cu paşi mari, pentru a se evita rotirea ecliselor

exterioare, se execută, în zona de capăt (la îmbinarea bolţului cu eclisa), aplatizări (v.

fig. 4, a).

Bucşele se execută din ţeavă sau în construcţie sudată, pentru lanţurile de dimensiuni mari, se

vor prevedea şi aplatizări pentru evitarea rotirii ecliselor interioare faţă de bucşe; şi rolele se

execută din ţeavă.

Eclisele, executate prin ştanţare, au un contur în formă de 8, pentru a se apropia de un corp de

egală rezistenţă la tracţiune.

Lanţuri cu eclise dinţate (fig. 3…9) sunt formate din mai multe rânduri de eclise, care au la

capete dinţi şi sunt articulate prin bolţuri. Dinţii ecliselor angrenează cu dinţii roţilor de lanţ.

Cel mai frecvent, atât dinţii roţilor de lanţ cât şi dinţii ecliselor au profilul trapezoidal,

flancurile acestora fiind rectilinii, dar există şi construcţii la care profilul dinţilor roţilor de

lanţ este în arc de cerc sau în evolventă.

Îmbinarea capetelor lanţului se realizează cu ajutorul bolţurilor de legătură, care

realizează fixarea axială a ecliselor cu ajutorul cuielor spintecate.

Pentru a se evita alunecarea laterala a lanţului (de-a lungul dinţilor roţilor de lanţ), acesta se

ghidează axial faţă de roată (roţi) cu ajutorul unor eclise central, executate sub forma unor

plăcuţe (fig. 7, a), care intră într-un canal central executat la mijlocul roţii de lanţ

(fig. 7, c) sau cu ajutorul unor eclise laterale de ghidare (fig. 7, b), pentru care nu sunt

necesare canale de ghidare (fig. 7, d).

Ca şi la celelalte tipuri de lanţuri, durabilitatea depinde de rezistenţa la uzură a articulaţiilor

lanţului.

Posibilităţile de obţinere a articulaţiilor bolţ-eclise sunt următoarele:bolţurile şi eclisele

formează articulaţii, prin contact direct sau prin contactul dintre bucşe presate la capete

pentru grupuri de două (fig. 7, a şi b) sau trei eclise. Suprafaţa de contact, în acest caz, este

relativ mică, asemănătoare cu cea realizată la lanţurile Gall (v. Fig. 3), fapt pentru care

soluţia nu este agreată thnic, din cauza uzurilor pronunţate, frecarea în zona de contact fiind

de alunecare;

Fig 7

articulaţiile realizate cu ajutorul bolţurilor cilindrice şi a unor bucşe segmentate (fig.8), care

asigură o suprafaţă de contact mai mare între piesele aflate în mişcare relativă, mărind

capacitatea de încărcare a transmisiei; bucşa segmentată 1 este presată în locaşul executat

în eclisa 3, iar bucşa segmentată 2 este presată în locaşul executat în eclisa 4; pentru ca

zalele să se poată roti relativ – la intrarea şi ieşirea lanţului în şi din contact cu dinţii

roţilor de lanţ – în eclise se execută nişte locaşuri mai mari, în zona diametral opusă celei în

care este presat segmentul de bucşă;

Fig. 8

articulaţiile formate din prisme (fig. 9, a) înlocuiesc frecarea de alunecare prin frecare

cu rostogolire, reducându-se mult uzurile şi deci mărindu-se durabilitatea transmisiei;

articulaţiile lanţului din fig. 9,b sunt de tip cântar; indiferent de forma celor două prisme

care formează articulaţia, fiecare fiind solidară cu eclisele unei zale, este posibilă rotirea

relativă dintre zale. La transmisiile prin lanţuri cu eclise dinţate, contactul dintre dinţii

roţilor de lanţ şi lanţ se realizează pe feţele frontale ale dinţilor ecliselor, fapt pentru care

sarcinile dinamice în transmisie sunt mai mici decât la lanţurile clasice (la care contactul

se realizează între dinţi şi role sau bucşe), aceste lanţuri utilizându-se la viteze mai mari (va≤

30 m/s).

Fig. 9

Fig.10 Lanturi dintate cu bolturi segmentate

ELEMENTE CINEMATICE ŞI GEOMETRICE

Viteza medie a lantului, in m/s se determina cu relatia

2.1

Viteza instantanee a lanţului, pentru o viteză unghiulară a roţii de lanţ conducătoare

constantă, este variabilă, datorită faptului că lanţul înfăşoară roţile după un contur poligonal.

În fig. 11, a…d este prezentată succesiunea fazelor caracteristice procesului angrenării

dintre un dinte al roţii conducătoare şi lanţ, la o rotire a roţii cu un unghi la centru

corespunzător unui pas, de 3600/z.

La intrarea rolei lanţului în contact cu dintele roţii, în punctul 1 (fig. 11, a), viteza periferică

constantă a roţii vp se transmite articulaţiei lanţului, a cărei mişcare poate fi privită ca o

deplasare după două direcţii: o direcţie longitudinală (în lungul ramurii lanţului) şi

alta normală pe ramura lanţului (punctul 2 din fig. 11, b). Pe aceste direcţii, articulaţia

lanţului se deplasează cu vitezele vl, respectiv vn, viteze care sunt componentele vitezei vp a

roţii. In raport cu unghiul φ dintra normal la directia ramurii lantului si raza vectoare a

articulatiei, cele doua component ale vitezei se calculeaza cu relatiile :

2.2

Cand articulatia ajunge- dupa rotirea rotii cu unghiul 180°/z – in puctul 3 unghiul φ=0,

deoarece raza vectoare a articulatiei coincide cu normal la ramura lantului. In acest punct

viteza vl are valoarea maxima vlmax egala cu viteza periferica a rotii vp, viteza normal vn

devenind nula

După ce articulaţia depăşeşte punctul 3, componenta vl se micşorează, păstrându-şi direcţia şi

sensul, iar componenta vn îşi schimbă sensul, astfel încât în punctul 4 (fig. 10, d), după rotirea

roţiicu unghiul 3600/z, la unghiul φ = 180

0/z, viteza vl are valoarea minimă vl min, egală cu

cea din punctul de intrare 1, iar viteza vn are valoarea maximă – vn max, egală şi de sens

contrar celei din punctul de intrare 1.

Relaţiile (2.2) sunt reprezentate grafic în fig. 11, e, ţinând seama de intervalul de variaţie al

unghiului ω, între ω max = +1800/z şi ω min = -180

0/z, corespunzător rotirii roţii cu

Fig. 11

Pe acest interval, viteza vl prezintă o creştere de la o valoare minimă vl min (la φ = 1800/z) la

o valoare maximă vl max= v

p (la ω =0), apoi o descreştere la aceeaşi valoare vl min. Această

variaţie este ciclică,repetându-se pe fiecare interval de rotaţie egal cu 3600/z şi produce

accelerări şi decelerări ale lanţului, introducând sarcini dinamice în transmisie. În aceste

condiţii, roata condusă va avea o mişcare de rotaţie neuniformă (ι2≠ const.), preluând

accelerările şi decelerările lanţului. Pe acelaşi interval, viteza normală vn variază între vn max

şi –vn max, introducând oscilaţii ale ramurii lanţului. La reluarea ciclului, în momentul

intrării unei noi zale în contact cu dintele roţii conducătoare, datorită saltului vitezei vn de la

– vn max la vn max, acest contact are loc cu şoc. Deoarece valorile extreme ale celor două

componente ale vitezei sunt dependente atât de viteza periferică a roţii cât şi de pasul

lanţului, pentru a micşora sarcinile dinamice, zgomotul şi uzura articulaţiilor, se limitează

viteza lanţului şi se recomandă utilizarea lanţurilor cu paşi cât mai mici (pe două sau trei

rânduri).

Raportul de transmitere mediu

2.3

Unde :

turatia rotilor

diametrele de divizare ale rotilor

Raportul de transmitere, ca urmare a variaţiei vitezei roţii conduse, este variabil, în

calcule considerându-se o valoare medie. Valorile raportului de transmitere sunt limitate de

dimensiunile de gabarit ale transmisiei, recomandându-se i ≤ 8, iar la transmisiile cu

funcţionare lentă i ≤ 15.

Numerele de dinţi ai roţilor de lanţ. Numărul minim de dinţi ai roţii mici z1 este limitat de

uzura articulaţiilor, de sarcinile dinamice şi de zgomotul produs în funcţionarea

transmisiei; la numere mici de dinţi creşte neuniformitatea mişcării. Valorile minime ale lui

z1 se aleg în funcţie de raportul de transmitere i, pentru lanţurile cu role şi cele cu bucşe,

respectiv în funcţie de pas şi turaţia maximă admisă la roata conducătoare, pentru lanţurile

cu eclise dinţate.

Numărul maxim de dinţi ai roţii conduse z2 = iz1 se limitează la 100...120 în cazul lanţurilor

cu bucşe sau role şi la 120...140 în cazul lanţurilor cu eclise dinţate. La valori mari ale lui z2,

chiar o alungire redusă a lanţului – apărută în urma uzării articulaţiilor – duce la o deplasare a

lanţului în lungul profilului dinţilor roţii de lanţ şi la o angrenare incorectă.

Pasul lanţului reprezintă distanţa dintre centrele a două articulaţii învecinate, valorile

acestuia fiind standardizate; pasul reprezintă parametrul de bază al lanţului. Pasul lanţului

influenţează gabaritul transmisiei, sarcinile dinamice, zgomotul în funcţionare,

neuniformitatea mişcării şi turaţia limită a roţii mici, micşorarea acestuia putându-se

obţine prin folosirea lanţurilor pe mai multe randuri.

Fig. 12

Diametrele cercurilor de divizare ale rotilor de lant se va determina cu relatiile (fig. 12) :

2.4

Distanta dintre axe preliminara Aprel se allege respectand conditia

Amin<Aprel<Amax , unde 2.5

Amin - se stabileste din conditia ca unghiul sub care lantul infasoara roata mica sa fie minim

120°

Amax – din conditia ca sageata ramurii antrenate sa nu aiba valori prea mari

Cand nu este impusa, din considerente de gabarit, distanta dintre axe se alege

Aprel = Aoptim= (30...50)p 2.6

Unghiurile de infasurare a lantului pe rotile de lant

Fig. 13

β1=1800-γ>120

0

2.7

β2=180+γ

Unghiurile de inclinare a ramurilor lantului se va determina cu relatia

2.8

Lungimea lantului se obtine prin insumarea lungimilor diferitelor portiuni de lant

L=L1+L2+Lβ1+Lβ2=

p

Prin inlocuiri matematice uzuale se obtine lungimea aproximativa a lantului

L

, 2.9

unde

A – reprezinta distant dintre axe preliminara

Numarul de zale ale lantului se stabileste in functie de lungimea lantului si de pasul

acestuia prin relatia

W=

2.10

Lungimea definitiva a lantului este data de relatia

W=Wp 2.11

Distanta dintre axe recalculate se determina cu relatia

Arec=

2.12

Iar distanta dintre axe de montaj este prezentata

A=Arec-ΔA, 2.14

unde

ΔA=(0,002....0,004)

Arec – tinand seama de asigurarea sagetii de montaj

Formele si cauzele deteriorarii transmisiilor prin lant

Iesirea din functiune (deteriorarea) a transmisiilor prin lant apare ca urmare a

distrugerii suprafetelor functionale, respective ruperii elementelor componete ale lantului

si/sau dintilor rotilor din lant.

Principala cauza a deteriorarii majoritatii transmisiilor prin lant este uzarea

articulatiilor, in urma careia se produce o marire a lungimii lantului care conduce la o

angrenare incorecta a acestuia cu dintii rotilor din lant. Pentru a micsora uzura, suprafetele

pieselor in miscare relative (bolturi, bucse, role) se separa printr-o pericula de lubrefiant.

Siguranta in exploatare se asigura limitand presiunea din articulatii la valori admise de

pelicula de lubrefiant, fiind necesara calculul la strivire a articulatiilor lantului.

Ruperea ecliselor se produce in dreptul gaurilor, in cazul lanturilor puternic solicitate,

care functioneaza la viteze mari. Pentru a evita ruperea ecliselor, se limiteaza viteza de

functionare a lantului la valori considerate admisibile si se efectuiaza un calcul la rupere prin

tractiune.

Rotirea ecliselor fata de bolturi sau bucse apare numai in cazul unei executii

necorespunzatoare a lantului, conducand la sarcini dinamice in transmisie si la o distrugere

rapida a lantului.

Distrugerea suprafetelor functionale prin aparitia de ciupituri se datoreaza obosirii

materialului, ca urmare a solicitarii de contact, variabila in timp si apare numai la transmisiile

bine unse si bine etansate, la care uzarea abraziva este neinsemnata. Se evita prin alegerea

unor material cu duritati superficial.

Uzarea dintilor rotilor de lant este in general pronuntata. Aceasta poate fi micsorata

prin alegerea corespunzatoare a materialului si tratamentului pentru rotile de lant si prin

inbunatatirea conditiilor de ungere.

Materiale utilizate la execuţia lanţurilor şi a roţilor de lanţ.

Eclisele se execută din oţeluri carbon de calitate sau din oţeluri aliate de

îmbunătăţire,duritatea după îmbunătăţire fiind cuprinsă între 275 şi 360 HB. Ca

semifabricat se foloseşte platbanda laminată la rece.

Bolţurile, bucşele şi rolele se execută din oţeluri carbon de calitate sau oţeluri

aliate de cementare, duritatea după tratament ajungând până la 60 HRC.

Roţile de lanţ se execută din diverse materiale: din oţeluri cu conţinut mediu de

carbon, netratate termic - în cazul transmisiilor puţin solicitate – sau îmbunătăţite – în cazul

unor condiţii medii de solicitare; din oţeluri de cementare, având duritatea, după tratament,

cuprinsă între 48 şi 58 HRC – în cazul unor sarcini şi viteze mari - sau din oţeluri de

îmbunătăţire, călite superficial, prin curenţi de înaltă frecvenţă, până la durităţi cuprinse

între 42 şi 52 HRC; din fontă – în cazul regimurilor de funcţionare uşoare şi mediu de

funcţionare impur.

Calculul fortelor din transmisia prin lant

Forta de tractiune de calcul din ramura motoare a lantului (egala cu forta tangential a

rotii de lant) se poate determina cu relatia generala . In exploatare, peste aceasta

forta se suprapun forte suplimentare care apar ca urmare a particularitatilor transmisiei prin

lant. Forta rezultanta din ramura incarcata se compune din urmatoarele forte individuale:

1. Forta de tractiune (statica) din lant Ft, calculata din puterea transmisa

2.15

Unde : P1 – puterea de antrenare;

v – viteza lantului ;

T1 – moment de antrenare;

d1 – diametrul de divizare al rotii de antrenare.

2. Tractiunea datorata centrufugarii Fz, apare ca reactie la forta centrifuga atat in

ramura incarcata cat si in cea descarcata si nu se poate neglija pentru viteze v≥7m/s.

In anumite imprejurari valorile lui Fz pot depasi forta de tractiune statica.

Tractiunea datorata centrifugarii rezulta din relatia:

2.16

q- greutatea pe unitatea de lungime a lantului;

v- viteza lantului

3. Forta de tractiune datorata greutatii proprii Fs, trebuie luata in considerare in special

la pasi mari ai lantului si ramuri lungi si nesprijinite ale acestuia. Marimea acestei

Fz q v

N Kg/m m/s

forte depide de sageta ramurii descarcate si masa pe unitatea de lungime a lantului.

Daca se acceptaca sarcina ramurii descarcate actioneza numai pe o parte a proiectiei

orizontale si se ia in considerare componenta orizontala a tractiunii, forta de

tractiune datorata greutatii proprii a lantului in stare aproximativ orizontala (Ψ≈0o)

se poate calcula cu relatia

2.17

Unde,

forta datorata masei ramurii descarcate a lantului

f - sageata lantului

sageata relativa

Daca ramura descarcata a lantului este inclinata (Ψ>0o), forta de tractiune datorata

greutatii lantului se micsoreaza atat pe roata superioara cat si pe cea inferioara, la

aceeasi sageata relativa .

In general, pentru pozitionarea unei transmisii cu lant, raportul dintre lungimea

ramurii descarcate, masurata pe arcul care atarna, si distanta lT a celor doua puncte

de contact A1 si A2 este la fel de mare ca acela care rezulta pentru o pozitie

orizontala a ramurii descarcate.

Pentrul unghiul de inclinare Ψ al liniei celor doua puncte de sprijin A1 si A2, care

rezulta din unghiul de inclinare δ a celor doua axe fata de rezultanta si din unghiul

de inclinare ε0 al ramurii de lant (

) ca fiind Ψ= δ - ε0, se poate

determina forta de tractiune datorata greutatii proprii pentru roata superioara si forta

de tractiune datorata greutatii pentru roata inferioara.

Forta de tractiune datorata greutatii proprii pentru roata superioara:

2.18

Forta de tractiune datorata greutatii pentru roata inferioara:

, 2.19

Unde

- forta datorata masei ramurii descarcate a lantului

Fs – forta de tractiune specifica datorita greutatii lantului (sustinerea specifica)

Fs,FG lT q g f frel

N m Kg/m m/s2

m l

Unghiul de inclinare Ψ= δ - ε0 , 2.20

cu ε0 din

2.21

Fig 14 Fortele care actioneaza asupra lantului si rotilor de lant

De mentionat ca ambele valori Fso si Fsu sunt functie de frel . Forta de tractiune datorata

greutatii lantului incarca suplimentar lagarele. Prin considerarea factorului de utilizare KA si

neglijarea efectului polygonal, rezulta forta care actioneaza asupra arborelui in stare

aproximativ orizontala a ramurii descarcate si anume:

, 2.22

unde,

Ft – forta de tractiune din lant, in N

Fs – forta de tractiune datorata greutatii proprii a lantului

KA – factorul de utilizare pentru considerarea sarcinilor sub forma de socuri

Pentru cazul in care ramura descarcata este inclinata, cu Fso si Fsu in loc de Fs , sarcinile din

arbore sunt respective Fwo si Fwu .

Forta rezultanta in exploatare in ramura incarcata a lantului, pentru pozitia aproximativ

orizontala a ramurii descarcate a lantului si conditii de exploatare defavorabile, se determina

cu relatia:

2.23

Daca ramura descarcata este inclinata, in loc de Fs se va introduce Fso.

Forta de tractiune datorata greutatii lantului poate fi diminuata prin utilizarea unor patine, din

otel sau mase plastice, de sustinere a lantului, care pot contribui si la ghidarea lantului,

precum si la reducerea vibratiilor datorate efectului de poligon.

Alegera formei constructive si proiectarea transmisiilor prin lanturi cu role

Calculul transmisiilor prin lanturi cu role este standardizat in DIN 8195. La calculul

unei transmisii prin lanturi, pe langa puterea transmisa, turatia dorita, raportul de transmitere

si distant dintre axele arborilor, se ia in considerare si felul sarcinii, influienta mediului

ambient, cum ar fi murdarie, temperature din exploatare, precum si posibilitatile de ungere.

Pentru datele de exploatare solicitate, raportul de transmitere va fi realizat, pe cat posibil, cu

roti standard existente pe piata. Pentru transmisii cu alte lanturi se va proceda analog.

Date referitoare la dantura

Fig. 15 Executia danturii rotilor pentru lanturi cu role. a) profilul golului dintelui, b) latimea

profilului dintelui, c) distant A dintre doua roti la doua lanturi simple

Raportul de transmitere mediu pentru transmisii prin lanturi avand pasul p si numarul de

dinti z este

2.24

Unde :

n1 si n2 – turatia rotii conducatoare, respective condusa

z2 si z1 – numarul de dinti ai rotii conducatoare, respective condusa

d2 si d1 – diametrul de divizare al rotii condusa, respective conducatoare, conform rel. 2.26

Unghiul de divizare

2.25

Diametrul cercului de divizare

2.26

Diametrul cercului interior

2.27

Diametrul cercului exterior

2.28

Diametrul obezii rotii

2.29

Unde:

d – diametrul cercului de divizare

d1 – diametrul rolei

F – dimensiunea minima necesara pentru angrenarea lantului cu dintii rotii de lant

Raza de tesire a dintelui

r3>p 2.30

Latimea tesirii

c = (0,1....0,15)p 2.31

Stabilirea numarului de dinti ai rotilor pentru lanturi

In discutie intra, de cele mai multe ori, roti cu urmatoarele numere de dinti:

z = 11 .....13 la v < 4m/s, p < 20mm si lungimea ramurii de peste 50 de elemente, actionari

putin sensibile, dar si cu durata de functionare redusa si spatiu de montaj limitat

z = 14 ... 16 la v < 7m/s

z = 17 .... 25 la v < 24m/s

z = 30 ....80 uzual pentru roti mari

z = 80 ..... 120 limita superioara pentru rotile mari

z < 150 posibil, dar nu se recomanda

avantajoase s-au dovedit ramurile ale caror lungimi sunt un multiplu al pasului p. Se vor

prefera numere impare de dinti pentru roti, care evita intalnirea frecventa in exploatare a unui

element de lant cu acelasi gol, intalnire care favorizeaza uzura.

Alegerea formei constructive a rotilor pentru lanturi

Forma rotilor este determinate essential de numarul de dinti si de puterea care trebuie

sa fie transmisa.

Fig.16 Roti pentru lanturi cu bucse si role. a) Roti mici, b) roti mari sub forma de disc. c) roti

mari cu brate, in executie divizata si nedivizata

In figura 16 se prezinta diferite forme de executie pentru rotile de lant. Rotile mici se

executa sub forma de disc, la fel si cele mari, acestea fiind executate si ca roti cu brate.

Rotile pentru lanturi se executa cel mai frecvent din otel, otel turnat, fonta cenusie,

dar si din mase plastic.

Dispositive de intindere a lantului

Functionarea corecta a unei transmisii cu lant este dictate, in mare masura de

amplasarea acesteia si de modul de intindere a lantului.

Sistemul de intindere se monteaza pe ramura pasiva a transmisiei, deosebindu-se:

1. Dispozitiv de intindere cu lamele

2. Dispozitiv de intidere cu saborti

3. Dispozitiv de intindere cu roti de lant

Fig.17 Dispozitiv de intindere a lantului

Fig.18 a) Reprezentarea unui lant care ‘ vibreaza’, b) tensionarea lantului si amortizarea

vibratiilor, 1 – roata de tensionare actionata hidraulic, 2 – amortizor de vibratii

Transmisiile cu lant trebuie prevazute cu siteme de intindere a lantului pentru a se

reduce sau evita vibratiile lantului si pentru a exista posibilitatea compensarii alungirii

lantului datorita uzarii elementelor acestuia.

Fig. 19 Sistem de intindere: a- cu roata de lant; b- cu sabot

Instalatii de ungere

Corecta functionare a transmisiilor cu lant impune asigurarea unor conditii optime de

ungere a articulatiilor lantului prin utilizarea de lubrifianti adecvati si prin asigurarea

cantitatii necesare de lubrifiant. La majoritatea transmisiilor cu lant frecarea dintre elemente

este o frecare de alunecare si in consecinta uzarile elementelor sunt pronuntate in absenta

lubrifiantului intre suprafetele aflate in contact, durabilitatea transmisiei fiind evident

diminuata.

Fig. 20 Sisteme de ungere

Cantitatea de lubrifiant necesara ungerii poate fi asigurata, in functie de incarcarea, destinatia

si viteza de functionare a transmisiei prin diverse procedee:

1. Ungerea periodica (manuala) – v < 1m/s

2. Ungerea prin picurare -

3. Ungerea prin imersiunea ramurii conduse v < 7m/s

4. Ungerea cu ajutorul rotilor de barbotare - sistemul este eficient

pentru viteze periferice ale rotii de barbotare cuprinse intre 3m/s ..... 40m/s

5. Ungerea cu presiune – constituie solutia optima de asigurare a unei lubrificatii

eficiente a articulatiei lantului –

Fenomenul de deteriorare

La transmisiile prin lant, datorita complexitatii de functionare, defectarile pot avea

cause diferite, cu intrepatrunderi, evolutia lor fiind in functie de sarcina, viteza, material,

ungere, conditii abrasive, temperatura, constructia lantului prin elementele sale caracteristice,

dimensionale si de forma

Analizand orientativ puterea transmisa in functie de turatie sau de viteza lantului,

rezulta:

Fig.21 Fenomenele de deterioare.

1. Fenomenul de uzare la nivelul cantactului suprafetelor bolt/bucsa

2. Ruperea prin oboseala a ecliselor, a articulatiilor

3. Sub sarcini statice mari sau cu variatii foarte lente, la viteze foarte reduse, pot aparea

si ruperi de tip static