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