ing. Alina Luciana TODI-EFTIMIE - old.unitbv.roold.unitbv.ro/Portals/31/Sustineri de doctorat/Rezumate2015/TodiEftimieAlina.pdf · cuprinse în aceast ă lucrare valorile absolute

Universitatea Transilvania din Braşov Domeniul de studii universitare: Inginerie Mecanică

Studii doctorale

ing. Alina Luciana TODI-EFTIMIE

Studiul teoretic și experimental al pierderilor prin frecare

din transmisia prin lanț cu bucșe

Theoretical and experimental study of friction losses

in bush chain transmission

Conducător ştiinţific:

prof.univ.dr.ing. Codruţa JALIU

Brașov, 2015

Studiul teoretic și experimental al pierderilor prin frecare din transmisia prin lanț cu bucșe ing. Alina Luciana TODI-EFTIMIE

2

MINISTERUL EDUCAŢIEI ȘI CERCETĂRII ȘTIINȚIFICE

UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRAŞOV

BRAŞOV, B-DUL EROILOR NR. 29, 500036, TEL. 0040-268-413000, FAX 0040-268-410525 RECTORAT

D-lui (D-nei) ..............................................................................................................

COMPONENŢA

Comisiei de doctorat

Numită prin ordinul Rectorului Universităţii Transilvania din Braşov Nr. 7433 din 21.07.2015

PREŞEDINTE:

-Prof.univ.dr.ing. Olimpiu MUNTEANU

DECAN - Facultatea de Design de Produs și Mediu

Universitatea "Transilvania" din Brașov

CONDUCĂTOR ŞTIINŢIFIC: -Prof. univ. dr. ing. Codruţa JALIU


REFERENŢI: -Prof. univ. dr. ing. Ioan DOROFTEI

Universitatea Tehnică "Gheorghe Asachi" din Iași

-Prof. univ. dr. ing. Vasile BOLOȘ

Universitatea "Petru Maior" Târgu Mureș

-Prof. univ. dr. ing. Radu VELICU


Data, ora şi locul susţinerii publice a tezei de doctorat: 30 septembrie, ora 11.00, Căsuța Solară - sala EII4, str. Universităţii nr.1. Eventualele aprecieri sau observaţii asupra conţinutului lucrării vă rugăm să le transmiteţi în timp util, pe adresa: [email protected] Totodată vă invităm să luaţi parte la şedinţa publică de susţinere a tezei de doctorat.

Vă mulţumim.


3

CUPRINS (lb. română)

Introducere ...................................................................................................................................... 7

1. Stadiul actual privind construcția și studiul transmisiilor prin lanțul cu bucșe. Stabilirea

obiectivelor tezei. ............................................................................................................................. 8

1.1. Noţiuni generale ................................................................................................................. 8

1.1.1. Elemente geometrice şi cinematice ale transmisiei prin lanț cu bucșe ....................... 9

1.1.2. Analiza parametrilor care influenţează uzura. Tipuri de frecare. ............................... 9

1.1.3. Curbele Stribeck. Analiza matematică a tipurilor de frecare ..................................... 9

1.2. Stadiul actual al cercetărilor în domeniul transmisiilor prin lanț ..................................... 10

1.3. Concluzii .......................................................................................................................... 12

1.4. Obiectivele tezei ............................................................................................................... 12

2. Determinarea experimentală a pierderilor prin frecare din lanțurile cu bucșe .............. 13

2.1. Dispozitivul de testare a lanțurilor ................................................................................... 13

2.2. Bazele determinării pierderilor prin frecare ..................................................................... 14

2.3. Pierderi prin frecare în lagăre ........................................................................................... 15

2.4. Pierderi prin frecare în lanț............................................................................................... 17

2.5. Concluzii și contribuții originale ...................................................................................... 21

3. Determinări experimentale ale coeficienților de frecare din cuplele lanțului cu bucșe .. 23

3.1. Determinări experimentale ale coeficienților de frecare din cuplele bolț - bucșă ........ 2323

3.2. Determinări experimentale ale coeficienților statici de frecare din lanț .......................... 27

3.2.1. Dispozitiv de testare a forței de frecare în lanțuri ..................................................... 27

3.2.2. Determinări experimentale ale forțelor de frecare în lanț ......................................... 28

3.2.3. Momentul de pornire al mișcării de rostogolire pentru roata de lanț ........................ 28


4. Modelarea geometrică a contactelor din cuplele de frecare ale transmisiei prin lanț .... 31

4.1. Modelarea geometrică a roții de lanț ................................................................................ 31

4.2. Modelarea geometrică a contactelor de putere între lanțul cu bucșe și roata de lanț ....... 31


5. Modelarea pierderilor prin frecare din transmisia prin lanț cu bucșe ............................ 35

5.1. Modelarea statică a contactelor de putere între bucșa, bolțul lanțului cu bucșe și roata de

lanț .......................................................................................................................................... 35


4

5.2. Modelarea pierderilor prin frecare din transmisia prin lanț cu bucșe .............................. 37


6. Analiza comparativă a rezultatelor teoretice și experimentale. Recomandări pentru

optimizarea transmisiilor prin lanț în vederea reducerii pierderilor prin frecare ................. 42

6.1. Analiza comparativă a rezultatelor teoretice și experimentale ......................................... 42

6.2. Concluzii .......................................................................................................................... 47

6.3. Recomandări pentru optimizarea transmisiilor prin lanț din punct de vedere al reducerii

pierderilor prin frecare ................................................................................................................ 47

7. Concluzii finale, contribuții originale și valorificarea rezultatelor ................................... 49

7.1. Concluzii finale și contribuții originale ............................................................................ 49

7.2. Diseminarea rezultatelor .................................................................................................. 51

7.3. Direcții viitoare de cercetare ............................................................................................ 52

Bibliografie .................................................................................................................................... 53

ANEXE

Rezumat (română) ................................................................................................................. 56

Abstract (engleză) .................................................................................................................. 57

Curriculum Vitae (română) .................................................................................................. 58

Curriculum Vitae (engleză)................................................................................................... 59

Notă: Pentru capitole, subcapitole, figuri şi ecuaţii, în rezumat s-au păstrat numerele de ordine din teză.


5

CONTENT (English)

Introduction ..................................................................................................................................... 7

1. Current state regarding construction and research in the field of bush chain

transmissions. Setting the thesys objectives.................................................................................. 8

1.1. General aspects ................................................................................................................... 8

1.1.1. Geometric and kinematic elements of the bush chain transmission ........................... 9

1.1.2. Wear parameters analysis. Friction clasiffication. ...................................................... 9

1.1.3. Stribeck curves. Mathematical analysis of friction types ........................................... 9

1.2. Current state of researces in the field of bush chain transmissions .................................. 10

1.3. Conclusions ...................................................................................................................... 12

1.4. Thesis objectives .............................................................................................................. 12

2. Experimental determinations of friction losses in bush chains ......................................... 13

2.1. Chain testing rig ............................................................................................................... 13

2.2. Basis of friction losses determinations ............................................................................. 14

2.3. Bearing friction losses ...................................................................................................... 15

2.4. Chain friction losses ......................................................................................................... 17

2.5. Conclusions and original contributions ............................................................................ 21

3. Experimental determination of friction coefficients in bush chain contact areas ........... 23

3.1. Experimental determination of friction coefficients in the pin-bush contact ............... 2323

3.2. Experimental determination of static friction coefficients in bush chains ....................... 27

3.2.1. Testing device of friction force in bush chains ......................................................... 27

3.2.2. Experimental determination of static friction coefficients in bush chains ................ 28

3.2.3. Torque calculus to start the rolling movement of the bush chain sprocket .............. 28


4. Geometrical modeling of contact areas in bush chain transmission friction joints ......... 31

4.1. Geometrical modeling of bush chain sprocket ................................................................. 31

4.2. Geometrical modeling of contact areas between bush chain and sprocket ...................... 31


5. Modeling of friction losses in bush chain transmissions .................................................... 35

5.1. Static modeling of contact points between bushes, pins and sprocket ............................. 35


6

5.2. Modeling of friction losses in bush chain transmissions.................................................. 37


6. Comparison between theoretical and experimental results. Recommendations for the

bush chain transmissions optimization in order to reduce friction losses ............................... 42

6.1. Comparison between theoretical and experimental results .............................................. 42

6.2. Conclusions ...................................................................................................................... 47

6.3. Recommendations for the bush chain transmissions optimization in order to reduce

friction losses............................................................................................................................... 47

7. Final conclusions, original contributions and results dissemination ................................ 49

7.1. Final conclusions and original contributions ................................................................... 49

7.2. Results dissemination ....................................................................................................... 51

7.3. Future research directions ................................................................................................ 52

References ...................................................................................................................................... 53

ANNEXES

Abstract (Romanian) ............................................................................................................. 56

Abstract (English) .................................................................................................................. 57

Curriculum Vitae (Romanian) ............................................................................................. 58

Curriculum Vitae (English) .................................................................................................. 59

Note: For chapters, subchapters, figures and equations, in the extended abstract, the numbering was conserved as in the thesis.


7

Introducere

Transmisiile prin lanț au fost utilizate în mod regulat la automobilele din trecut și, în general, durabilitatea lor era comparabilă cu durata de viață a automobilului. Spre deosebire de automobilele uzuale, la mașinile utilizate în competiții sportive, transmisiile prin lanț cedau mai des. De obicei, transmisia prin lanț era afectată ca urmare a defectării motorului, spre deosebire de transmisiile prin curele, care atunci când se rupeau, cauzau defectarea motorului. Totuși, lanțurile sunt din ce în ce mai rar utilizate în transmisii, în favoarea curelelor, din cauza greutății lor, a zgomotului generat în funcționare și a costurilor ridicate care apar în etapa de producție. Astfel, producătorii doresc să reducă greutatea vehiculului pentru diminuarea consumului de combustibil, să reducă nivelul de zgomot din habitaclu pentru creșterea confortului și să diminueze costurile de producție și achiziție a lanțurilor prin înlocuirea cu transmisii prin curele.

Diminuarea pierderilor prin frecare și îmbunătățirea performanțelor tribologice ale motorului pot diminua consumul de combustibil și de ulei, pot să crească puterea motorului, să diminueze emisiile de gaze nocive, să îmbunătățească durabilitatea, eficiența și durata de funcționare a motorului, să mărească intervalul reviziilor tehnice și să scadă necesarul de piese schimbate în timpul reviziilor [Tun,2004], [Hol,2012]. Energia necesară învingerii forțelor de frecare poate fi împărțităastfel [Hya,2001], [Sch,2000], [Tay,1998]: 35% (12–45%) pentru învingerea forțelor de frecare din contactul între cauciucuri și suprafața de rulare, 35% (30–35%) din motor, 15% (7–18%) din transmisie și 15% (10–18%) din sistemul de frânare.

Autoturismele din prezent, care utilizează transmisii prin lanțuri sunt prevăzute cu sisteme de ungere, ghidare și întindere a lanțurilor, a căror defecțiune poate duce la costuri ridicate pentru înlocuirea lor.

Teza de doctorat „Studiul teoretic și experimental al pierderilor prin frecare din transmisia

prin lanț cu bucșe” se înscrie în acest context prin obiectivele și rezultatele sale care au în vedere eficientizarea transmiterii de putere în transmisiile de distribuție ale motoarelor cu ardere internă.

Dezvoltarea lucrării a fost posibilă datorită proiectului de cercetare “Chain Drive System

Dynamic Friction” (“Frecarea Dinamică în Transmisiile prin Lanț”) în parteneriat cu grupul Schaeffler, având ca parteneri pe dr. Christoph Brands, dr. Frank Schlerege, prof. dr. ing. Șerban Bobancu, cărora le mulțumesc pentru sprijinul acordat în realizarea tezei.

Deoarece cercetările din această teză sunt parte din cercetările finanțate de grupul Schaeffler,

rezultatele prezentate în lucrare respectă cerințele unui contract de confidențialitate. Nu sunt cuprinse în această lucrare valorile absolute ale mărimilor de bază studiate (momente de frecare, coeficienți de frecare) cu anumite excepții, dar sunt prezentate valori procentuale care demonstrează influențele parametrilor analizați.

Se cuvin alese mulţumiri conducătorului ştiinţific al tezei, prof. dr. ing. Codruța Jaliu,

pentru profesionalismul, ideile și sprijinul constant imprimate colaborării noastre pe parcursul elaborării tezei.

Doresc să adresez calde mulțumiri echipei de cercetare a Universității Transilvania din Brașov, pentru contribuțiile valoroase realizate în proiectul de cercetare mai sus menționat, care a stat la baza realizării tezei de doctorat, și anume: prof. dr. ing. Radu Velicu, conf. dr. ing. Mihai-Tiberiu Lateș, șef. lucr. dr. ing. Cornel – Cătălin Gavrilă, conf. dr. ing. Radu Săulescu, dr. ing. Silviu Popa.

De asemenea, adresez mulţumiri familiei, pentru sprijin şi înţelegere pe toată perioada

elaborării tezei.


8

1. Stadiul actual privind construcția și studiul transmisiilor prin lanțul cu

bucșe. Stabilirea obiectivelor tezei

Stadiul actual al transmisiilor prin lanțul cu bucșe utilizate în motoarele cu ardere internă este prezentat din punct de vedere geometric, cinematic și al condițiilor optime de funcționare. Capitolul conține o scurtă prezentare a stadiului actual al cercetărilor, însoțite de imagini reprezentative, rezultate și concluzii. Pe baza stadiului actual al cercetărilor, în finalul capitolului, sunt formulate obiectivele tezei de doctorat.

1.1. Noţiuni generale

Transmisia prin lanţ se compune din două sau mai multe roţi de lanţ, una motoare, celelalte conduse și un lanţ care angrenează cu roţile (fig. 1.1). Angrenarea lanţului cu roțile exclude alunecările, ceea ce conduce la un raport de transmitere constant. Transmisia prin lanţ se utilizează în cazurile în care se cere transmiterea unor momente de torsiune mari, cu menţinerea raportului de transmitere constant.

Fig. 1.1 Configuraţia de bază a transmisiei prin lanţ,

unde: D1 - diametrul roții conducătoare; D2 - diametrul roții conduse; ω1 - viteza unghiulară a roții conducătoare; ω2 - viteza unghiulară a roții conduse

Pentru prezenta teză, a fost aleasă spre studiu transmisia prin lanțul cu bucșe. Lanțul cu bucșe (conform ISO 606: 2004) este un ansamblu compus din eclise, bolțuri și

bucșe (fig.1.3). Eclisele exterioare 1 sunt presate pe bolțurile 3, iar eclisele interioare 2 sunt presate pe bucșele 4.

Fig.1.3 Lanţ articulat cu eclise, bolţuri şi bucşe [Tsu], unde 1-eclisa exterioară; 2-eclisa interioară; 3-bolțul; 4-bucșa

Din punct de vedere funcţional, eclisele exterioare şi bolţurile, respectiv eclisele interioare şi bucşele formeazăelemente cinematice distincte, numite zale, articulate între ele. Datorită suprafeţei mari de contact dintre bolţuri şi bucşe, aceste lanţuri se recomandă la transmiterea unor sarcini medii şi viteze sub 3 m/s [Muh,2008].


9

1.1.1. Elemente geometrice şi cinematice ale transmisiei prin lanț cu bucșe

Viteza instantanee a lanţuluieste variabilă pentru o viteză unghiulară constantă a roţii de lanţ conducătoare, deoarece lanţul se înfăşoară pe roţile de lanț după un contur poligonal.

Pierderile prin frecare pentru lanțurile cu bucșe sunt compuse din: pierderi prin frecarea dintre bucșe și bolțuri; pierderi prin frecarea dintre dinţii roţilor de lanţ şi zalele lanţului; pierderi prin frecarea dintre bolțuri şi bucşe, între dinţii roţilor de lanţ şi bucșe și între eclise și roata de lanț; pierderi prin frecarea în lagăre; pierderi prin barbotarea uleiului, în cazul ungerii prin barbotare. Valorile cele mai mari le au pierderile în articulaţii şi reazeme, iar la viteze mari şi pierderile pentru barbotarea uleiului [JUL,2005].

1.1.2. Analiza parametrilor care influenţează uzura. Tipuri de frecare

Forţa de frecare depinde de un complex de factori: sarcina normală, viteza de alunecare, felul contactului, calitatea şi rugozitatea suprafeţei, natura materialelor în contact, caracterul rigid sau elastic al suprafeţelor, temperatura superficială şi, desigur, prezenţa unor pelicule pe suprafaţa de frecare (lubrifiant, impurităţi etc.) [Coz,2004]. Implicit, coeficientul de frecare depinde de mai mulţi factori. S-a dovedit că el este influenţat în mare măsură de starea suprafeţelor (starea microgeometrică şi fizico-chimică a straturilor superficiale) [Tod,2011].

1.1.3. Curbele Stribeck. Analiza matematică a tipurilor de frecare

Un regim de frecare nu poate fi definit univoc, acesta depinde de parametrii de funcţionare, vâscozitate etc. Din aceste cauze este posibil ca într-un ciclu complet de funcţionare a unui sistem mecanic, pornire-funcţionare normală-oprire, să apară mai multe regimuri de frecare, de la cea uscată la cea hidrodinamică. [Fau,2004]

Deoarece Stribeck a generalizat procesul de frecare în condiţii de lubrifiere, rezultatele sunt valabile pentru orice tip de suprafaţă, după cum se poate vedea în figura 1.13, unde µ este coeficientul de frecare [-], η este vâscozitatea absolută a lubrifiantului [Pa·s], U este viteza relativă [m/s] și P este încărcarea normală [N/m2].[Coz,2004]

Fig. 1.13 CurbaStribeck [Ibt]

Curbele Stribeck servesc la stabilirea regimurilor de frecare şi de ungere ale sistemelor mecanice. Astfel, la pornirea sistemelor mecanice, deplasarea pe curbele Stribeck se face de la stânga la dreapta [Mar,2007]. Din acest punct de vedere, este importantă zona din care se produce pornirea utilajului sau a procesului de prelucrare. O poziţionare în zona frecării uscate ar duce la o deteriorare rapidă a cuplelor de putere. O funcţionare pe o perioadă lungă de timp în zona frecării limită conduce, de asemenea, la distrugerea cuplei de putere.


10

1.2. Stadiul actual al cercetărilor în domeniul transmisiilor prin lanț

Funcționarea componentelor dinamice din industria automobilelor se bazează pe mișcări relative liniare sau de rotație pentru a transmite momentul și puterea. În acest caz, mișcarea este însoțită de frecare și uzură, producând concomitent o creștere a consumului de combustibil și a emisiilor de gaz. Pierderile prin frecare, conform documentației de referință, sunt responsabile pentru aproximativ 25% din întreg consumul de combustibil al motoarelor [Cho,2009]. Pierderile prin frecare și zgomotul adițional sunt produse de mișcarea ansamblului pistoanelor, de componentele cutiei de viteză, dar și de distribuțiile prin lanț. Din acest motiv, lanțurile au fost studiate din punct de vedere tehnologic, constructiv, static și dinamic,astfel:

Soluții tehnologice

Frecările din interiorul zalelor de lanț au fost reduse cu aproximativ 10-20%, prin modificarea tratamentelor de acoperire a bolțurilor [Fin,2011], de exemplu, prin aplicarea unei acoperiri de 10 ÷ 20µm de carbură de crom pe o structură martensitică a bolțului și printr-o tehnologie de ștanțare fină (fine blanking) a ecliselor.

Uzura în lanț poate fi redusă prin utilizarea unor materiale cu coeficient de frecare redus, tratamente de acoperire sau aditivi pentru lubrifianți (fig. 1.16) [Mar,2007]. A fost propusă înlocuirea cel puțin a unui tip de element al lanțului - bolț, bucșă sau rolă - cu un element din material ceramic (fig. 1.17) [Mot,2006].

Fig. 1.16 Efectele utilizării de aditivi pentru diferite prelucrări ale suprafețelor [Mar,2007]

Fig. 1.17 Înlocuirea bolțului metalic cu un element ceramic [Mot,2006]

Soluții constructive

O soluție propusă pentru reducerea frecării constă în modificarea construcției bolțurilor astfel încât mișcarea de alunecare dintre bolț și bucșă să fie înlocuită cu o mișcare de rostogolire (fig. 1.18 și fig 1.19). Astfel, s-a înlocuit bolțul cu două elemente, unul cu suprafață cilindrică și unul cu suprafață plană (fig. 1.18) [Roo,2011], sau s-au folosit alternativ articulații cu frecare de alunecare și de rostogolire (fig. 1.19) [Mor,1927], pentru atenuarea vibrațiior din lanț și creșterea portanței. Aceste soluții constructive prezintă ca dezavantaje fragilitatea elementelor care înlocuiesc bolțul, pentru dimensiuni mici ale lanțurilor și costul ridicat al procesului de fabricație.

Fig. 1.18 Configurație a bolțurilor [Roo,2011]

Fig. 1.19 Utilizarea alternativă a tipurilor de articulații [Mor,1927]

Fig. 1.20 Construcție alternativă a ecliselor exterioare [Hum,2009]

Modificarea ecliselor exterioare (fig. 1.20) [Hum,2009], astfel încât să îndeplinească rol de ghidare a lanțului pe suport liniar sau circular, a condus la reducerea efectului de poligon, a


11

zgomotului și a vibrațiilor, în detrimentul apariției unor forțe de frecare suplimentare în contactul dintre eclise și suportul de ghidare.

O altă metodă de reducere a frecărilor între bolț și bucșă este realizarea unei găuri sau a unui canal în bucșă, care să favorizeze ungerea contactului bolț-bucșă [Tos,2011].

Rezultate experimentale

În urma unor testări efectuate pe standuri de încercare realizate din motoare reale [Yak,2001], s-au determinat pierderile datorate frecărilor în diferite zone ale transmisiei prin lanț.

Fig. 1.25 Măsurători ale pierderilor datorate frecărilor în diferite zone ale transmisiei prin lanț [Yak,2001]

Din totalul pierderilor prin frecare în distribuția cu lanț, 16% se datorează pierderilor prin frecare din lanț și patinele de ghidare. Din aceste pierderi prin frecare au fost determinate pierderile prin frecare datorită patinelor (total 40%), diferența de 60% rămânând să fie alocată pierderilor prin frecare datorită lanțului și a altor elemente (fig. 1.25). Acest studiu nu prezintă pierderile prin frecare din lanț detaliate pentru diferite condiții de funcționare - temperatură, turație, forță de pretensionare.

Studii ale contactelor de putere în transmisii

Un studiu relativ recent al transmisiilor prin lanțuri cu role tip ASMEB29.100 [Per,2011], în care lanțul este modelat ca un ansamblu de corpuri rigide, conectate între ele prin articulații cu joc prezintă măsurători ale forțelor de contact între două zale de lanț pentru diferite forțe de pretensionare (0N, 25N, 100N). Pentru valoarea de 0N, traiectoria bolțului este liberă, cu contact discontinuu și un număr mare de impacturi. Pentru valorile de 25N și 100N, bolțul prezintă o traiectorie circulară, în contact aproape continuu cu bucșa.

a) b) c)

Fig. 1.34 Traiectoria bolțului în interiorul bucșei, pentru diferite forțe de pretensionare a) 0N, b) 25N, c) 100N [Per,2009]


12

Într-o altă lucrare a aceluiași autor [Per,2009], au fost descrise analitic și prezentate grafic utilizând un soft specializat - DE/STEP, metode de determinare a presiunilor de contact între bolț și bucșă și pozițiile relative ale bolțului față de bucșă, în timpul funcționării (fig. 1.34).

1.3. Concluzii

Din analiza critică prezentată anterior cu privire la transmisiile prin lanț publicate în literatura de specialitate, se desprind următoarele concluzii:

Producătorii de automobile încearcă optimizarea transmisiilor prin lanț prin diminuarea pierderilor prin frecare și îmbunătățirea performanțelor tribologice ale motorului. Astfel, se poate diminua consumul de combustibil și de ulei, se poate crește puterea motorului, micșora emisiile de gaze nocive, îmbunătăți durabilitatea, eficiența și durata de funcționare a motorului. Ca și consecință, se poate mări intervalul reviziilor tehnice și scădea necesarul de piese schimbate în timpul reviziilor.

Stadiul actual al cercetărilor oferă diferite soluții tehnice care rezolvă probleme ale transmisiilor prin lanț legate de pierderi prin frecare, zgomot, fiabilitate și durabilitate.

Pentru identificarea unei variante generale de optimizare a lanțului, trebuie luate în considerare următoarele aspecte: micșorarea pierderilor prin frecare sau diminuarea vibrațiilor în lanț fără a afecta durabilitatea transmisiei.

1.4. Obiectivele tezei

Pe baza concluziilor formulate anterior, reieşite din analiza stadiului actual al cunoaşterii în domeniul tematicii tezei, în continuare, sunt formulate obiectivul general şi obiectivele operaţionale ale tezei.

Obiectivul general al tezei de doctorat constă în eficientizarea transmiterii de putere prin

studiul teoretic și experimental al pierderilor prin frecare din transmisia prin lanț cu bucșe. Obiectivul general al tezei de doctorat este îndeplinit prin abordarea și rezolvarea

următoarelor obiective operaționale: Obiectivul 1:determinarea experimentală a pierderilor prin frecare din transmisia prin lanț cu

bucșe; Obiectivul 2: determinarea coeficienților de frecare din cuplele transmisiei prin lanț cu

bucșe; Obiectivul 3: modelarea geometrică a contactelor din cuplele de frecare ale transmisiei prin

lanț cu bucșe; Obiectivul 4: modelarea pierderilor prin frecare din transmisia prin lanț cu bucșe; Obiectivul 5: validarea modelului teoretic al contactelor de putere prin compararea cu

rezultatele experimentale obținute; Obiectivul 6: formularea de recomandări pentru optimizarea transmisiilor prin lanț cu bucșe

în vederea creșterii eficienței și durabilității acestora.


13

2. Determinarea experimentală a pierderilor prin frecare din lanțurile cu

bucșe

În acest capitol s-au determinat pierderile prin frecare datorate lanțului cu bucșe, în diferite condiții de funcționare, utilizând un stand pentru încercarea transmisiilor prin lanț. Construcția prezentă a standului de încercare permite doar determinarea momentelor de frecare totale din ansamblul de testare, care cuprinde lanțul cu bucșe, două roți de lanț și două lagăre pentru susținerea transmisiei. În vederea determinării pierderilor prin frecare datorate funcționării lanțului cu bucșe, a fost necesară determinarea momentelor de frecare totale, din care s-au extras momentele de frecare datorate lagărelor. Pentru determinarea momentelor de frecare datorate lagărelor au fost propuse dispozitive de testare a lagărelor, separat față de lanț, care să simuleze montajul inițial cu lanț, păstrând aceleași condiții de încercare.

2.1. Dispozitivul de testare a lanțurilor

Momentul de frecare produs de lanț a fost determinat pe un stand pentru încercarea transmisiilor cu axe paralele, ilustrat în figura 2.1. Momentul de torsiune este transmis de la motor la roata conducătoare a lanțului printr-un cuplaj flexibil. Roata conducătoare este susținută de arborele de intrare al transmisiei, parte a lagărului inferior. Roata condusă a lanțului este susținută de arborele de ieșire, parte a lagărului superior, care utilizează un sistem de tensionare cu reglare printr-un mecanism șurub-piuliță.

Fig. 2.1 Stand pentru încercarea transmisiilor prin lanț. Ansamblu și detaliu [Ift]

Lagărele au în componența lor câte un rulment radial cu bile 6206, care preia atât forțe

radiale, cât și forțe axiale, posibile în ambele sensuri [Con,2004] și câte un rulment radial cu role cilindrice cu doi umeri NU 2305 la capătul arborelui, care susține roțile de lanț, pentru preluarea forțelor radiale de valori mai mari. Montajul arborelui condus este amplasat pe o sanie de ghidare, care permite reglarea pe verticală a deplasării roții conduse, asigurând aplicarea forței de pretensionare și preluarea jocurilor. Sistemul de reglare folosește un mecanism șurub-piuliță. Reglajul este efectuat prin rotirea unei piulițe, antrenată de un motor electric, determinând mișcarea axială controlată a unei tije filetate. Tija filetată are numai mișcare axială, rotirea ei fiind blocată printr-o pană. Tija filetată este atașată printr-un senzor de forță axială de sania lagărului superior. [Tod3,2013]


14

a) b) Fig. 2.2a) Vederea frontală și b) schema funcțională a transmisiei prin lanț montată pe

dispozitivul de testare [Ift]

Dispozitivul poate măsura și regla forța de tensionare a lanțului la valori prestabilite, utilizând un sistem cu feedback între senzorul de măsurare a forței și sistemul de tensionare șurub-piuliță (fig. 2.1 și fig. 2.2a). Cu ajutorul unor senzori specifici și dispozitive de acționare adecvate, se măsoară turația arborelui de intrare, momentul de torsiune la arborele de intrare (determinat de frecările din elementele transmisiei), forța de tensionare a lanțului, temperaturile și presiunile uleiului pentru ungerea lagărelor și a uleiului pentru ungerea lanțului.

Se pot controla turația arborelui de intrare, forța de tensionare a lanțului, temperaturile uleiului pentru ungerea lagărelor și a uleiului pentru ungerea lanțului, presiunea uleiului pentru ungerea lanțului. Momentul de torsiune M este măsurat printr-un torsiometru, la ieșirea motorului electric, spre cuplaj. Schema funcțională a dispozitivului de testare a transmisiei cu lanț este reprezentată în figura 2.2b. Achiziția datelor se face cu ajutorul unui calculator conectat la consola principală a dispozitivului (fig 2.3).

2.2. Bazele determinării pierderilor prin frecare

În acest subcapitol sunt analizate comparativ momentele de frecare teoretice și măsurate pe dispozitivul de testat lanțuri, pentru a determina pierderile prin frecare datorate forțelor de pretensionare a lanțului, a turației, a temperaturii și a calității lubrifiantului. Momentul global datorat frecării (M) depinde de turație, încărcarea radială (încărcarea axială nu va fi luată în considerare), rulmenți, tipul elementelor de etanșare (construcție, dimensiuni, jocuri, lubrifiere și materiale), temperatura, presiunea și tipul uleiului. Calculul forțelor de frecare teoretice identifică parametrii constituenți, care trebuiesc calibrați cu atenție în timpul măsurătorilor experimentale.

Momentul global (M) măsurat este alcătuit din suma tuturor momentelor de frecare din transmisie, adică din montajele cu rulmenți și transmisia cu lanț (ecuația 12). Este necesar să fie determinate, în măsurători separate, momentul datorat frecării din lagăre (Mf lagăr 1+ Mf lagăr 2), respectiv momentul de frecare global (M), datorat atât lagărelor cât și lanțului (fig. 2.2b). Momentul datorat frecărilor din lanț (Mf lanț) rezultă ca diferență între momentul de frecare global (M) și momentul datorat frecării din lagăre (Mflagăr 1+ Mf lagăr 2):

M = Mf lagăr 1 + Mf lagăr 2 + Mf lanț , [Nm], (12)

Mf lanț = M – (Mf lagăr 1 + Mf lagăr 2) [Nm]. (13)

Diferența rezultată între valorile măsurate ale momentului de frecare global și valorile teoretice ale frecărilor din rulmenți sunt considerate pierderi prin frecări datorate elementelor de


15

etanșare din lagăre. Cea mai mare influență asupra frecărilor din elementele de etanșare o are temperatura lubrifiantului. Influența turației și a forțelor radiale asupra momentelor de frecare în lagăre este aproape nesemnificativă. [Tod2,2014]

2.3. Pierderi prin frecare în lagăre

Pentru o construcție prestabilită a lagărelor (tipul rulmenților, jocurile admise, dispunerea, dimensiunile, tipul lubrifierii), frecarea în lagăre poate fi determinată teoretic [Wil,2011], [Ina,2006] în funcție de încărcare (F), turație (n) și vâscozitatea lubrifiantului (ν), care depinde la rândul său de temperatură. Înainte de efectuarea programelor de testare, a fost realizat rodajul lagărelor pe o durată de 50 ore, la o turație de 1800rpm, sub o forță de tensionare de 1kN și cu o temperatură a lubrifiantului în intervalul 40...45°C.

Pentru determinarea frecărilor din lagăre au fost propuse soluții de testare care să simuleze montajul inițial (fig. 2.2a), păstrând aceleași condiții de încercare.

Varianta utilizată pentru determinarea forței de frecare totale din lagăre (notată cu V3) este prezentată în figura 2.20.

a) b) Fig. 2.20 a) Varianta 3 de dispozitiv pentru măsurarea momentelor datorate frecărilor în lagăre

b) Schema structurală a standului (V3)

Ansamblul rigid prin care se realizează pretensionarea lagărelor a fost compus din două elemente, care prin asamblarea lor asigură alinierea și centrarea celor două lagăre. Lagărele roții conduse și ale roții conducătoare au fost montate coaxial, cu ajutorul unui cuplaj sferic, fixat pe capetele celor doi arbori ai lagărelor, prin știfturi filetate (vezi figura 2.22 și detaliu cuplaj sferic).

Fig. 2.21 Varianta 3 de dispozitiv pentru măsurarea momentelor datorate frecărilor în

lagăre - elemente componente

Fig. 2.22 Varianta 3 de dispozitiv - vedere laterală și detaliu element cuplare


16

În această variantă, elementele care transmit forța de pretensionare F a lagărelor sunt montate cu șuruburi și fixate pe placa orizontală a saniei, fără a desface senzorul. Pentru a evita poziționarea dificilă a dispozitivului în plan orizontal au fost realizate găuri ovalizate (fig. 2.21), care să permită alinierea lui cu lagărul roții conducătoare și a fost introdusă o placă de reglare, montată pe lagărul roții conduse, ca în figura 2.22. Încărcarea radială a montajului se face aplicând forța F prin cuplajul sferic, care are ca rol de preluarea abaterilor unghiulare apărute între arborii celor două lagăre. Pentru respectarea poziției de aplicare a forței de încărcare, similar condițiilor de testare a transmisiei prin lanț este obligatoriu ca zona de contact dintre cele două elemente (sferic și cilindric) ale cuplajului să fie situată în planul vertical central al roților dințate din montajul transmisiei prin lanț.

Fig. 2.24 Solicitările Von Mises din montajul V3 de măsurare a forței de frecare

totale din lagăre

Fig. 2.25 Magnitudinea deplasărilor din montajul V3 de măsurare a forței de frecare

totale din lagăre În figura 2.24 sunt prezentate solicitările Von Mises din montajul V3, realizate cu ajutorul

softului Catia V5 - modulul Generative Structural Analysis, pentru pretensionare de 1kN. Zonele roșii indică faptul că cea mai mare concentrare a tensiunilor, de 2.48 x 107N/m2 este în zonele de strângere a șuruburilor de susținere a elementelor dispozitivului. În figura 2.25 sunt evidențiate prin cod de culoare deplasările elementelor montajului pentru o forță de pretensionare de 1kN. Astfel, se observă o deplasare maximă a elementului rigid în zona de susținere a lagărului superior de până la 0.0197mm.

Din analiza cu element finit se poate concluziona că montajul V3 utilizat pentru determinarea forței de frecare totale din lagăre prezintă o fiabilitate și o precizie mare. Valorile astfel obținute vor fi utilizate în continuare pentru determinarea momentelor datorate forțelor de frecare în lanțul cu bucșe.

În figurile următoare sunt prezentate comparativ momentele de frecare în lagăre (Mf lagăre), măsurate utilizând varianta V3 a dispozitivului prezentat (fig. 2.20), pentru pretensionări de 0.5kN, 1kN, 2kN și 3kN și pentru diferite temperaturi ale uleiului din lagăre. Presiunea uleiului a fost controlată și menținută la aceleași valori pentru diferitele clase de turații testate. Momentele de frecare în lagăre sunt prezentate ca funcții polinomiale de gradul 2, prin valori procentuale calculate față de valoarea minimă la turația de 1000rpm, forța de pretensionare de 1kN și temperatura de 35°C.

În figura 2.26 sunt prezentate comparativ valorile relative ale momentelor de frecare în lagăre pentru diferite pretensionări și la o temperatură a uleiului din lagăre de 35°C. Se constată că momentul de frecare măsurat în lagăre crește cu creșterea turației și a forței de pretensionare.

În figura 2.27 sunt prezentate comparativ valorile relative ale momentelor de frecare în lagăre pentru diferite pretensionări, la temperatura uleiului din lagăre de 50°C. Comparativ cu momentele de frecare în lagăre din fig. 2.26, momentele de frecare în lagăre la temperatura


17

uleiului din lagăre de 50°C au valori mai mici cu aproximativ 43%. Rezultă o scădere a momentului de frecare la creșterea temperaturii.

Fig. 2.26 Variația momentului de frecare în lagăre, valori

procentuale din Mf la 1000rpm, 1kN, în funcție de turație, la temperatura de

35°C și diferite încărcări (V3)



50°C și diferite încărcări (V3)



60°C și diferite încărcări (V3) În figura 2.28 sunt prezentate comparativ valorile relative ale momentelor de frecare în

lagăre pentru diferite pretensionări, la o temperatură a uleiului din lagăre de 60°C. Comparativ cu momentele de frecare din fig. 2.26, în acest caz, momentele de frecare în lagăre au valori mai mici cu aproximativ 68%.

În urma analizei celor trei diagrame comparative, se poate concluziona că momentele de frecare măsurate prezintă aceeași tendință de creștere la creșterea turației. Mai mult, momentele de frecare măsurate în lagăre cresc cu creșterea forței de pretensionare și scad cu creșterea temperaturii uleiului.

2.4. Pierderi prin frecare în lanț

În acest subcapitol sunt determinate și analizate pierderile prin frecare datorate lanțurilor (Mf lanț), pentru cele trei tipuri de lanțuri cu bucșe B7, B8 și B9, utilizând dispozitivul de testare al lanțurilor descris în figura 2.2 [Tod1,2013]. Momentul datorat frecărilor din lanțurile cu bucșe (Mf

lanț) a fost extras ca diferență între momentul de frecare global (Mf lagăr + Mf lanț) și momentul de frecare datorat lagărelor (Mf lagăre).

Determinările experimentale au fost realizate pentru forțe de pretensionare a lanțului de 0.5kN, 1kN, 2kN și 3kN, turații de 1000, 1800, 3000, 5000rpm și pentru variantele de temperaturi ale uleiului din lagăre / lanț cu perechi de valori de 35°C/40°C, 50°C/90°C și 60°C/115°C. Presiunea uleiului a fost controlată și menținută la aceleași valori pentru diferitele clase de turații testate. Atât lanțurile, cât și lagărele au avut câte o perioadă inițială de rodaj de aproximativ 50 ore.

0

50

100

150

200

2500

1000

2000

3000

4000

5000

Mom

ent

rela

tiv

%

Turație [rpm]

F=0.5kN_35°C

F=1kN_35°C

F=2N_35°C

F=3kN_35°C

0

50

100

150

200

250

0

1000

2000

3000

4000

5000

Mom

entr

elat

iv%

Turație [rpm]

F=0.5kN_50°C

F=1kN_50°C

F=2kN_50°C

F=3kN_50°C

0

50

100

150

200

250

0

1000

2000

3000

4000

5000

Mom

entr

elat

iv%

Turație [rpm]

F=0.5kN_60°C

F=1kN_60°C

F=2kN_60°C

F=3kN_60°C


18

În figurile 2.29, 2.30 și 2.31 sunt prezentate comparativ momentele datorate frecărilor din lanțurile cu bucșe B7, B8, respectiv B9. În diagrame s-a considerat ca valoare de referință momentul de frecare la turația de 1000rpm, forța de pretensionare de 1kN și temperatura de 40°C a fiecărei variante de temperaturi. Valorile sunt reprezentate ca funcții polinomiale de gradul 2 pentru variantele de temperaturi ale uleiului din lanț de 40°C, 90°C și 115°C. Momentele de frecare sunt măsurate la nivelul arborelui de intrare.

Fig. 2.29 Variația momentului de frecare din lanțurile cu bucșe B7, valori procentuale din Mf la 1000rpm, 1kN, 40°C, în funcție de turație, pentru diferite temperaturi și forțe de pretensionare


0

100

200

300

400

500

600

1000

2000

3000

4000

5000

Mom

entr

elat

iv%

Turație [rpm]

F=0.5kN_40°CF=1kN_40°CF=2kN_40°CF=3kN_40°C

lanț B740°C

0

100

200

300

400

500

600

1000

2000

3000

4000

5000

Mom

entr

elat

iv%

Turație [rpm]


lanț B790°C

0

100

200

300

400

500

600

1000

2000

3000

4000

5000

Mom

entr

elat

iv%

Turație [rpm]


lanț B7115°C

0

100

200

300

400

500

600

1000

2000

3000

4000

5000

Mom

entr

elat

iv%

Turație [rpm]


lanț B840°C

0

100

200

300

400

500

600

1000

2000

3000

4000

5000

Mom

entr

elat

iv%

Turație [rpm]


lanț B890°C

0

100

200

300

400

500

600

1000

2000

3000

4000

5000

Mom

entr

elat

iv%

Turație [rpm]


lanț B8115°C


19


Din analiza graficelor de variație ale momentelor relative de frecare datorate frecărilor din lanțurile cu bucșe B7, B8 și B9 pentru diferite temperaturi și forțe de pretensionare, în funcție de turație, se constată că momentul de frecare scade cu creșterea temperaturii uleiului, iar pentru fiecare variantă de temperaturi, momentul de frecare crește cu creșterea turației. Se poate observa că momentul de frecare are o creștere din ce în ce mai mică la creșterea forței de pretensionare și a temperaturii, ceea ce indică scăderea coeficientului de frecare la creșterea forței. Acest lucru poziționează tipul de frecare rezultat pe curba Stribeck în zona frecării limită. Se poate motiva creșterea diferită a momentelor de frecare dintre cele trei tipuri de lanțuri cu bucșe prin diferențele dimensionale ale componentelor ansamblurilor lanț - roată de lanț.

În continuare sunt prezentate diagramele de variație a momentului datorat frecărilor în lanț la creșterea turației pentru cele trei tipuri de lanțuri cu bucșe B7 - în figura 2.38, B8 - în figura 2.39 și B9 - în figura 2.40, la diverse forțe de pretensionare ale lanțului. Momentele datorate frecării sunt reprezentate procentual față de valoarea momentului de frecare al lanțului B7 la turația de 1000rpm și forța de pretensionare 1kN, pentru fiecare set de temperaturi. Variația momentului este reprezentată ca funcții polinomiale de gradul 2.

Se poate observa că momentele datorate frecărilor în lanț cresc cu creșterea forței de pretensionare a lanțului, dar și cu creșterea turației. Se observă că, pentru fiecare forță de pretensionare, valorile momentului pentru lanțul cu bucșe B7 sunt mai mici decât în cazul lanțului cu bucșe B8 și mult mai mici față de lanțul B9. Valorile momentelor de frecare pentru turația de 1000rpm sunt ușor mai mari decât valorile înregistrate pentru 1800rpm, lucru care poate fi explicat prin vibrațiile apărute în transmisie la turații mici ale lanțului. Se observă influența forței centrifuge care variază crescător la creșterea mărimii lanțului cu bucșe și a turației.

0

100

200

300

400

500

600

1000

2000

3000

4000

5000

Mom

entr

elat

iv%

Turație [rpm]


lanț B940°C

0

100

200

300

400

500

600

1000

2000

3000

4000

5000

Mom

entr

elat

iv%

Turație [rpm]


lanț B990°C

0

100

200

300

400

500

600

1000

2000

3000

4000

5000

Mom

entr

elat

iv%

Turație [rpm]


lanț B9115°C


20

Fig. 2.38 Variația momentelor de frecare datorate frecărilor din lanțurile cu bucșe B7, B8 și B9 pentru temperatura de 40°C și diferite forțe de pretensionare, în funcție de turație;

valori procentuale din momentul de frecare al lanțului B7 la 1000rpm, 1kN

Fig. 2.39 Variația momentelor de frecare datorate frecărilor din lanțurile cu bucșe B7, B8 și B9 pentru temperatura de 90°C și diferite forțe de pretensionare, în funcție de turație;

valori procentuale din momentul de frecare al lanțului B7 la 1000rpm, 1kN

0

100

200

300

400

500

600

700

800

500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 5500

Mom

entr

elat

iv%

Turație [rpm]

B7_F=0.5kN_40°C

B7_F=1kN_40°C

B7_F=2kN_40°C

B7_F=3kN_40°C

B8_F=0.5kN_40°C

B8_F=1kN_40°C

B8_F=2kN_40°C

B8_F=3kN_40°C

B9_F=0.5kN_40°C

B9_F=1kN_40°C

B9_F=2kN_40°C

B9_F=3kN_40°C

B9

B8

B7

40°C

0

100

200

300

400

500

600

500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 5500

Mom

entr

elat

iv%

Turație [rpm]

B7_F=0.5kN_90°C

B7_F=1kN_90°C

B7_F=2kN_90°C

B7_F=3kN_90°C

B8_F=0.5kN_90°C

B8_F=1kN_90°C

B8_F=2kN_90°C

B8_F=3kN_90°C

B9_F=0.5kN_90°C

B9_F=1kN_90°C

B9_F=2kN_90°C

B9_F=3kN_90°C

B9

B8B7

90°C


21

Fig. 2.40 Variația momentelor de frecare datorate frecărilor din lanțurile cu bucșe B7, B8 și B9 pentru temperatura de 115°C și diferite forțe de pretensionare, în funcție de turație,

valori procentuale din Mf al lanțului B7 la 1000rpm, 1kN

Din cele trei diagrame comparative (fig. 2.38, 2.39, 2.40) reiese că momentul de frecare este influențat atât de variația turației, a temperaturii, a forței de pretensionare, cât și de valorile dimensionale ale lanțului, care pentru turații mari, contribuie la amplificarea momentelor de frecare prin introducerea unei forțe centrifuge a lanțului.

Pentru fiecare variantă de temperaturi, momentul de frecare are o creștere din ce în ce mai mică cu creșterea forței de pretensionareși a temperaturii, ceea ce indică scăderea coeficientului de frecare cu creșterea forței. Din acest comportament rezultă că, utilizând curbele Stribeck, sistemele celor trei lanțuri cu bucșe se află în zona frecării limită.

2.5. Concluzii și contribuții originale

În urma elaborării acestui capitol s-au formulat următoarele concluzii: • Determinările experimentale prezentate în acest capitol demonstrează influența

încărcărilor, a turației și a temperaturii uleiului asupra pierderilor prin frecare în lagăre. • Varianta inițială a dispozitivului de testare a lanțurilor permite măsurători globale ale

momentelor de frecare, care includ momentele de frecare datorită lagărelor. Momentul datorat frecărilor din lanț (Mflanț) rezultă ca diferență între momentul de frecare global (M) și momentul datorat frecării din lagăre (Mflagăr1+ Mf lagăr 2).

• Varianta de dispozitiv (V3) utilizată pentru determinarea forței de frecare totale din lagăre are lagărele roții conduse și roții conducătoare montate coaxial, cu ajutorul unui cuplaj sferic și oferă, prin construcție, reglaje la aliniere și centrare. În urma măsurătorilor, s-a constatat că soluția de testare prezintă rigiditate crescută a dispozitivului, fapt care reduce posibilitatea de introducere de forțe suplimentare în arborele inferior, care pot produce vibrații în funcționarea sub sarcină.

• Pe baza măsurătorilor momentelor de frecare datorate lagărelor, s-a constatat că momentele de frecare prezintă aceeași tendință de creștere cu creșterea turației, iar momentul de

0

100

200

300

400

500

600

500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 5500

Mom

entr

elat

iv%

Turație [rpm]

B7_F=0.5kN_115°C

B7_F=1kN_115°C

B7_F=2kN_115°C

B7_F=3kN_115°C

B8_F=0.5kN_115°C

B8_F=1kN_115°C

B8_F=2kN_115°C

B8_F=3kN_115°C

B9_F=0.5kN_115°C

B9_F=1kN_115°C

B9_F=2kN_115°C

B9_F=3kN_115°C

B9B8

B7

115°C


22

frecare măsurat în lagăre crește cu creșterea forței de pretensionare și scade cu creșterea temperaturii uleiului de răcire.

• Momentul de frecare datorită lanțului este influențat atât de variația turației, a temperaturii, a forței de pretensionare, cât și de valorile dimensionale ale lanțului, care pentru turații mari, contribuie la amplificarea momentelor de frecare prin introducerea unei componente a forței centrifuge a lanțului.

• Pentru fiecare variantă de temperaturi, momentul de frecare are o creștere din ce în ce mai mică la creșterea forței de pretensionare și a temperaturii, ceea ce indică scăderea coeficientului de frecare cu creșterea forței. Pe baza acestui comportament și utilizând curbele Stribeck, rezultă că sistemul se află în zona frecării limită.

Principalele contribuții se referă la: • realizarea unei metode de calcul și a unui program de testare a pierderilor prin frecare în

lanțuri și lagăre; • realizarea și interpretarea diagramelor comparative ale momentelor teoretice de frecare

datorită lagărelor și a influenței componentelor momentelor de frecare în funcție de turație și de încărcare, pentru temperaturi ale uleiului din lagăre de 35°C;

• realizarea și interpretarea diagramelor comparative ale momentelor teoretice de frecare datorită lagărelor, pentru temperaturi ale uleiului din lagăre de 35°C și 50°C;

• identificarea variantei optime a dispozitivului pentru determinarea pierderilor prin frecare datorită lagărelor, care să simuleze condițiile inițiale de testare a lanțurilor;

• realizarea și verificarea variantei V3 a dispozitivului pentru determinarea pierderilor prin frecare datorită lagărelor, care să poată fi montat pe standul de testare a lanțurilor;

• realizarea determinărilor experimentale utilizând varianta V3 a dispozitivului pentru stabilirea pierderilor prin frecare datorită lagărelor;

• interpretarea diagramelor comparative construite pentru valorile teoretice și determinările experimentale ale pierderilor prin frecare datorită lagărelor.


23

3. Determinări experimentale ale coeficienților de frecare din cuplele lanțului

cu bucșe

Coeficienții de frecare sunt parametrii non-dimensionali care depind, de obicei, de rugozitatea suprafețelor, temperatură, încărcarea relativă a corpurilor aflate în contact și tipul de lubrifiere. Prezentul capitol cuprinde o serie de determinări experimentale ale coeficienților de frecare din cuplele lanțului cu bucșe și anume, între bolț și bucșă și, respectiv, între lanțul cu bucșe și roata de lanț.

3.1. Determinări experimentale ale coeficienților de frecare din cuplele bolț - bucșă

O zonă de interes în studiul contactelor dintre elementele constituente ale ansamblului lanț - roată de lanț o reprezintă contactul între bolț și bucșă. Pentru determinarea acestui contact au fost realizate dispozitive care să simuleze cât mai bine distribuția de forțe între cele două elemente în contact, bolțul și bucșa, fără ca acestea să fie demontate sau deteriorate în vreun fel față de condițiile reale de funcționare.

Pentru studiul contactului bolț - bucșă a fost utilizat un tribometru UMT (vezi figura 3.1), pe care s-a montat modulul de testare bloc-pe-cilindru. Forțele de încărcare acționează pe axa verticală, iar cu ajutorul unui senzor se face ajustarea continuă a forței de încărcare pentru menținerea unei încărcări constante în timpul testărilor.

Fig. 3.1 Tribometrul UMT din dotarea Institutului de Cercetare-Dezvoltare-Transfer Tehnologic - vedere generală cu conectare PC și exemplu de interfață program

Tribometrul este controlat integral cu ajutorul unui calculator, care transmite parametrii stabiliți pentru testare (forță, turație, direcția mișcării, distanțe, deplasare pe cele trei axe, timp de testare, temperatură) și înregistrează, prelucrează și afișează datele recepționate atât în timp real, cât și după înregistrare. Cu ajutorul senzorilor de forță, poziție și turație, tribometrul UMT cu modulul de testare bloc-pe-cilindru instalat, poate înregistra valori și realiza grafice pentru: forțe verticale și axiale, turație, direcția mișcării, distanțe de deplasare pe cele trei axe, timp de testare, temperatură, rata uzurii, coeficienți de frecare.

În mod real, lanțul este supus la forțe de tracțiune, însă configurația tribometrului UMT și dimensiunile reduse ale elementelor lanțurilor fac necesară transformarea forței de tracțiune între bolț și bucșă, în forțe de compresiune.

Procedeul general de testare utilizând modulul bloc-pe-cilindru poate fi descris astfel: o probă sub forma unui bloc se apasă vertical cu o forță constantă asupra unui cilindru aflat în mișcare de rotație în jurul axei sale orizontale.

Pentru simularea contactului între bolț și bucșă, modulul bloc-pe-cilindru a fost adaptat astfel încât în locul cilindrului să fie fixat știftul, iar în locul blocului, să se apese cu partea interioară a bucșei (fig.3.4). Programul de testare a constat în imprimarea unei mișcări de rotație alternativă în jurul axei orizontale bolțului, în timp ce asupra bucșei se apăsa cu o forță controlată.


Fig. 3.4 Modulul bloc-pe-cilindru adaptat pentru contactul bol

Au fost propuse și realizate mai multe tipuri de dispozitive de testare cu diverse tipuri d

contacte între elementul de apbolț și bucșă. Elementul de apconcav, formă V, cilindric concav lipit de bucaxe concurente.

Forțele de tracțiune apărute în condifost simulate și prezentate în figura 3.8. Analiza a fost realizatsoftul Catia V5, cu un factor de mde contact a bolțului cu bucșa. ForSe pot observa tensiuni mai mari în zona extremitcât și în bolț.

Fig. 3.8 Tensiuni reale în

Utilizând aceiaşi parametrii ca pentru cazul real de functracţiune, au fost realizate simulale elementului de apăsare selectat cu zona de contact cu profil plan, cilindric Restul de configuraţii ale zonelor de contact nu îndeplinesc condiansamblului bucşă - bolţ. Elementul de apprezintă rezistenţă mecanică suficientLipirea bucşei de zona cilindrica lipiturii şi a zonei de contact cu bolconcurentă cu a bucșei, realizeazcompresiune se dezvoltă tensiuni concentrate, care pot deteriora forma buc

Pentru cele trei tipuri de profiluri ale elementului de apilustreze tipul de contact realizat: pentru profilele plan (fig. 3.9a) realizează un contact liniar, iar pentru profilul V (fig. 3.9c) se realizeazparalele.

i experimental al pierderilor prin frecare din transmisia prin laning. Alina Luciana TODI-EFTIMIE

24

cilindru adaptat pentru contactul bolț - bucșă

Fig. 3.5 Tipuri de dispozitive de testare a contactului bolț-bucșă

i realizate mai multe tipuri de dispozitive de testare cu diverse tipuri dcontacte între elementul de apăsare și bucșă, pentru simularea condițiilor reale de contact între

. Elementul de apăsare a avut următoarele forme propuse (fig. 3.5): plan, cilindric V, cilindric concav lipit de bucșă, plan cu aplicație de cauciuc, cilindru convex cu

iune apărute în condițiile reale de funcționare a contactului boli prezentate în figura 3.8. Analiza a fost realizată prin metoda elementului finit în

factor de mărire 100x și vizualizare în secțiune verticalșa. Forța de tracțiune care acționează asupra zalei interioare este 500N.

Se pot observa tensiuni mai mari în zona extremităților bucșei, atât în bucșă

Tensiuni reale în contactul bolț-bucșă (factor mărire 100x)

i parametrii ca pentru cazul real de funcţionare a laniune, au fost realizate simulări prin metoda elementului finit pentru contactele la compresiune

sare selectat cu zona de contact cu profil plan, cilindric ii ale zonelor de contact nu îndeplinesc condiţiile reale de func

ţ. Elementul de apăsare cu zona de contact acoperită suficientă pentru forţele şi mişcările repetitive aplicate test

ei de zona cilindrică a elementului de apăsare prezintă dezavantajul lipsei de precizie i a zonei de contact cu bolţul. Soluţia prin care se apasă pe bucşă

ei, realizează un contact punctiform, iar în zona de transmitere a for tensiuni concentrate, care pot deteriora forma bucş

Pentru cele trei tipuri de profiluri ale elementului de apăsare, au fost realizateilustreze tipul de contact realizat: pentru profilele plan (fig. 3.9a) şi cilindric concav (fig. 3.9b) se

un contact liniar, iar pentru profilul V (fig. 3.9c) se realizează


Fig. 3.5 Tipuri de dispozitive de testare a contactului șă

i realizate mai multe tipuri de dispozitive de testare cu diverse tipuri de țiilor reale de contact între

toarele forme propuse (fig. 3.5): plan, cilindric ie de cauciuc, cilindru convex cu

ionare a contactului bolț - bucșă au prin metoda elementului finit în iune verticală, prin generatoarea

asupra zalei interioare este 500N. ei, atât în bucșă, în eclisele interioare,

ărire 100x)

ionare a lanţului cu bucşe la ri prin metoda elementului finit pentru contactele la compresiune

sare selectat cu zona de contact cu profil plan, cilindric concav şi formă V. iile reale de funcţionare ale

sare cu zona de contact acoperită cu cauciuc nu rile repetitive aplicate testărilor.

dezavantajul lipsei de precizie pe bucşă cu un cilindru cu axă

un contact punctiform, iar în zona de transmitere a forţei de tensiuni concentrate, care pot deteriora forma bucşei.

sare, au fost realizate modele care să i cilindric concav (fig. 3.9b) se

un contact liniar, iar pentru profilul V (fig. 3.9c) se realizează două contacte liniare


25

a) profil plan b) profil cilindric concav c) profil V

Fig. 3.9 Profiluri ale elementului de apăsare pe bucșă

Figura 3.10 prezintă secţiuni verticale prin centrul bolţului, în care sunt reprezentate tensiunile apărute în ansamblul element de apăsare - bucşă - bolţ în momentul acţionării cu o forţă verticală de 500N asupra elementului de apăsare. Se poate observa o încărcare mai mică în cazul variantei cu profil V faţă de celelalte două variante. Această metodă prezintă însă dezavantajul necesităţii unei alinieri de precizie, deoarece contactul dublu liniar poate întroduce forţe laterale în dispozitiv, care pot altera rezultatele datelor experimentale. O concluzie similară se deduce și în cazul profilului cilindric concav.

a) profil plan b) profil cilindric concav c) profil V

Fig. 3.10 Tensiuni apărute în ansamblul element de apăsare-bucşă-bolţ (factor de mărire 100x)

În diagrama din figura 3.11 se observă apropierea de cazul real al distribuției presiunilor pe zona de contact bucșă-bolț în cazul contactului cu profilul V. Se constată că, pentru fiecare din tipurile de profiluri ale suprafețelor de contact se înregistrează o creștere a presiunii pe zonele de capăt ale contactului.

Fig. 3.11 Distribuția presiunilor apărute la contactul bucşă-bolţ pentru diverse profiluri ale suprafeței elementului de apăsare,

puncte obținute prin împărțirea lungimii de contact în 17 părți egale

0.0E+00

2.0E+07

4.0E+07

6.0E+07

8.0E+07

1.0E+08

1.2E+08

1.4E+08

1.6E+08

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18

Pre

siun

e, [

N/m

2 ]

Noduri mesh bolț

Tractiune-caz real Profil planProfil cilindric concav Profil V


26

În continuare sunt prezentate variațiile coeficienților de frecare, COF, pentru contactul bucșă-bolț, în cazul elementului de apăsare cu profil concav, laturația de 1rpm și încărcare de 50N, în funcție de timp și de direcția de rotire a bolțului, pentru lanțul cu bucșe B9. Testările au fost realizate în condiții de lubrifiere inițială. Valorile sunt reprezentate procentual față de valoarea maximă a scării de referință. Se observă diferențe între valorile coeficientului de frecare corespunzătoare celor două sensuri de rotire a bolțului. Valoarea finală a coeficientului de frecare va fi o medie între valorile pentru cele două sensuri de rotație.

Fig. 3.13 Variația coeficientului de frecare (COF) și turația bolțului în funcție de timp pentru încărcarea de 50N și turație 1rpm

În figura 3.17 este reprezentată variația coeficientului de frecare în funcție de forța de apăsare, pentru contactul bucșă-bolț, în cazul lanțului cu bucșe B9. Valorile sunt reprezentate ca funcții polinomiale de gradul 2, exprimate în funcție de valoarea coeficientului de frecare (COF) pentru încărcarea de 50N și turația de 1rpm. Se observă scăderea coeficientului de frecare pe măsură ce forța de apăsare crește, ceea ce încadrează tipul de frecare pe curba Stribeck în zona frecării limită.

Fig. 3.17 Variația coeficientului de frecare pentru lanțul cu bucșe B9 în funcție de forță pentru turația de 1rpm; valori procentuale în funcție de valoarea coeficientului de frecare (COF)

pentru încărcare 50N și turație 1rpm

În urma simulării contactului între bolțul și bucșa lanțului cu bucșe, a fost determinat tipul

de contact și valorile coeficienților de frecare între cele două elemente în mișcare relativă cu ajutorul tribometrului UMT. Valorile coeficienților de frecare determinați indică o precizie redusă de măsurare, datorită palierului redus de viteză constantă. Între elementele de testat aflate în mișcare relativă sunt viteze relative mici. Din analiza rezultatelor obținute se constată că pe măsură ce forța de apăsare crește, coeficientul de frecare scade, ceea ce încadrează tipul de frecare în contactul între bolțul și bucșa lanțului cu bucșe pe curba Stribeck în zona frecării limită.

020406080

100120

0 50 100 150 200 250 300 350

CO

F r

elat

iv %

Forța [N]


27

3.2. Determinări experimentale ale coeficienților statici de frecare din lanț

Determinările experimentale prezentate în acest subcapitol au ca scop identificarea coeficientului static de frecare între lanț și roata de lanț, la limita dintre repaus și mișcare. Acest tip de determinări sunt importante în domeniul auto și industrial deoarece majoritatea defecțiunilor apar în timpul pornirii [Jal,2012]. Comparativ cu coeficienții dinamici de frecare, coeficienții statici de frecare au, în general, o pondere majoritară în pierderile totale prin frecare apărute într-un motor cu ardere internă [Fin,2011]. Este recomandat ca determinarea coeficienților statici de frecare pentru ansamblul lanț - roată de lanț să fie realizată experimental pentru fiecare aplicație în parte [Tod2,2013][Tod1,2013].

Procesele tribologice care stau la baza determinărilor experimentale ale coeficienților statici de frecare sunt realizate utilizând tehnologii complexe, prin care se urmărește creșterea fiabilității cuplului de materiale metalice lanț - roată de lanț.

3.2.1. Dispozitiv de testare a forței de frecare în lanțuri

Determinarea coeficientului static de frecare, care apare la limita dintre repaus și mișcare [Bak, 2009] [Gar,2012] a fost realizată prin inversarea mișcării din ansamblul lanț - roată de lanț, utilizând rostogolirea naturală a roții de lanț peste lanț pe un plan înclinat, sub acțiunea câmpului gravitațional. S-a utilizat un dispozitiv de prindere - fixare pentru testări tribologice [Tod1,2014], pentru a reproduce cât mai aproape de realitate tipul de contact între suprafețele complexe ale lanțului și roții de lanț (fig. 3.24). Acest dispozitiv oferă simplitate testărilor, fiabilitate, adaptabilitate a dispozitivului asamblat cu aparatul de testat sau cu orice aparat cu funcţie similară şi posibilitatea ca testările efectuate să fie cât mai apropiate de condițiile reale de funcționare.

Cu ajutorul acestui dispozitiv de prindere - fixare se poate determina coeficientul complex de frecare static într-un mediu fără lubrifiere (uscat), lubrifiat prin picurare cu ulei sau imersat în baie de ulei (fig. 3.24).

Modificarea unghiului planului înclinat al dispozitivului de prindere - fixare poate fi realizată utilizând un tribometru cu plan înclinat [Bob,2004], figura 3.24.

Fig. 3.24 Dispozitiv de prindere - fixare montat pe un tribometru cu plan înclinat


28

Soluția constructivă simplă a tribometrului permite o exploatare comodă, rapidă, sigură şi precisă a dispozitivului. Utilizându-se sisteme simple de măsurare a lungimilor și reglare a orizontalităţii suportului aparatului, se pot realiza determinări de înaltă precizie a coeficienților statici de frecare.

3.2.2. Determinări experimentale ale forțelor de frecare în lanț

Determinările experimentale au fost realizate pentru lanțurile cu bucșe B8 și B9, în condiții de lubrifiere prin imersie în baie de ulei, prin picurarea uleiului în zona de contact dintre lanț și roată de lanț și fără lubrifiere.

Temperatura mediului de testare a variat între 25 ... 28 °C, iar procentajul de umiditate al atmosferei s-a menținut la valoarea de 80%. Forța cu care dispozitivul apasă asupra zonelor de contact dintre o roată de lanț și un lanț cu bucșe este de 32N și este alcătuită din suma greutăților elementelor componente montate pe un ax. În baza testărilor efectuate au fost determinați coeficienții statici de frecare pentru toate cazurile considerate (fig. 3.33).

Din fig. 3.33 se constată că, în cazul absenței lubrifierii, coeficientul static de frecare corespunzător ansamblului roată de lanț – lanț cu bucșe B9 este mai mic decât cel al ansamblului roată de lanț - lanț cu bucșe B8. Acest lucru subliniază scăderea coeficientului static de frecare cu creșterea razei contactului cilindric. Similar, această observație se aplică și pentru ansamblul testat în mediu lubrifiat.

În comparație cu testările fără lubrifiere, pentru ambele ansambluri roată de lanț - lanț cu bucșe B8 și, respectiv, B9 se poate observa o creștere a coeficientului static de frecare de 2.78%, respectiv, 2.57% pentru testările cu lubrifiere prin picurare cu ulei și de 3.39%, respectiv, 3.70% pentru testările cu lubrifiere prin imersie în baie de ulei. Acest lucru poate fi interpretat prin apariția în articulațiile cilindrice a fenomenului de adeziune datorat tensiunilor superficiale din pelicula de ulei, prin creșterea și fuzionarea găurilor din fluxul vâscos sau plastic, sau prin întinderea și ruperea legăturilor intermoleculare [Ada,2001].

Fig. 3.33 Comparație între coeficienții statici de frecare medii

Figura 3.33 ilustrează grafic similitudinea între cele două tipuri de ansambluri ale lanțurilor B8 și B9- roți de lanț, în condiții de lubrifiere prin picurare cu ulei, prin imersie în baie de ulei sau fără lubrifiere. Se observă astfel că cea mai mică valoare a coeficientului static de frecare se poate obține în condiții de testare fără lubrifiere. Cea mai mare valoare a coeficientului static de frecare este obținută în cazul testărilor cu lubrifiere prin imersie în baie de ulei. Valori mai mari ai coeficienților statici de frecare au fost obținuți pentru lanțul cu bucșe B8, comparativ cu lanțul cu bucșe B9.

0.1200.1220.1240.1260.1280.1300.1320.1340.1360.138

Coe

fici

ent d

e fr

ecar

e, µ

Tipuri de lanțuri și condiții de lubrifiere

B8 fără ulei

B8 cu picurare ulei

B8 în baie de ulei

B9 fără ulei

B9 cu picurare ulei

B9 în baie de ulei


29

3.2.3. Momentul de pornire a mișcării de rostogolire pentru roata de lanț

Pe baza coeficienților statici de frecare pentru lanțurile cu bucșe B8 și B9 s-au putut calcula momentele de pornire a mișcării de rostogolire a roților de lanț peste lanț utilizând principiul de funcționare al tribometrului [Bob,2004].

În figura 3.34 sunt prezentate comparativ momentele de pornire ale roților de lanț, pentru lanțurile cu bucșe B8 și B9, pentru testările în condiții de lubrifiere prin picurare cu ulei, prin imersie în baie de ulei și fără lubrifiere.

Similar rezultatelor obținute pentru determinarea coeficienților statici de frecare, mediul de testare influențează momentul de pornire al roților în mișcarea de rostogolire peste lanțuri. Valori mai mici ale momentelor de pornire a mișcării au rezultat în cazul testărilor fără ulei, iar valorile cele mai mari, în cazul testărilor în baie de ulei, atât pentru lanțurile cu bucșe B8, cât și pentru B9.

Fig. 3.34 Momentele de pornire ale roților pentru lanțurile cu bucșe B8 și B9

Datorită dimensiunilor mai mari ale roților de lanț B9, au rezultat momente de pornire a mișcării de rostogolire mai mari comparativ cu cele pentru roțile de lanț B8, pentru toate tipurile de lubrifiere.


În acest capitol au fost determinați coeficienții statici de frecare, care depind de factori ca: rugozitatea suprafeței de contact, temperatură, încărcarea relativă a corpurilor aflate în contact și tipul de lubrifiere.

Procesele tribologice analizate au fost aplicate în tranziția dintre frecarea statică și dinamică, fiind bazate pe măsurători experimentale și aplicate cu ajutorul unei tehnologii de măsurare complexe, cu scopul de a crește fiabilitatea ansamblului lanț cu bucșe - roată de lanț.

În urma elaborării acestui capitol au rezultat următoarele concluzii: • Contactul între bolț și bucșa lanțului cu bucșe a fost studiat cu ajutorul unui tribometru

UMT și a modulului bloc-pe-cilindru, pentru a determina tipul de contact și valorile coeficienților de frecare între cele două elemente în mișcare relativă. Pe modulul bloc-pe-cilindru a fost proiectat și realizat un dispozitiv astfel încât, în locul cilindrului, să fie fixat știftul, iar în locul blocului, să se apese cu partea interioară a bucșei. Programul de testare a permis efectuarea unei mișcări de rotație alternativă în jurul axei orizontale a bolțului, în timp ce asupra bucșei se apasă cu o forță controlată. În urma analizei graficelor rezultate, s-a constatat că, pe măsură ce forța de apăsare crește, coeficientul de frecare scade, ceea ce încadrează tipul de frecare pe curba Stribeck în zona frecării limită.

• Coeficienții statici de frecare între lanțul cu bucșe și roata de lanț au fost determinați utilizând un dispozitiv de testare de tipul tribometrului cu plan înclinat. Soluția constructivă a dispozitivului a permis măsurarea lanțurilor într-un mediu fără lubrifiere (uscat), lubrifiat prin picurare cu ulei și imersat în baie de ulei. În urma determinărior experimentale, a rezultat că, atât pentru lanțurile cu bucșe B8, cât și pentru B9, cea mai mică valoare a coeficientului static de frecare se poate obține în condiții de testare fără lubrifiere, iar cea mai mare valoare a coeficientului static de frecare este obținută în cazul testărilor cu lubrifiere prin imersie în baie de

122.2 125.6 126.3140.0 143.5 145.0

0

50

100

150

200

Mom

ent d

e po

rnir

e [N

mm

]

Tipul testarii

B8 fără ulei

B8 cu picurare ulei

B8 în baie de ulei

-

B9 fără ulei

B9 cu picurare ulei

B9 în baie de ulei


30

ulei. Acest lucru poate fi interpretat prin apariția în articulațiile cilindrice a fenomenului de adeziune datorat tensiunilor superficiale din pelicula de ulei prin creșterea și fuzionarea găurilor din fluxul vâscos sau plastic sau prin întinderea și ruperea legăturilor intermoleculare.

• Au fost obținute valori mai mari ale coeficienților statici de frecare pentru lanțul cu bucșe B8 comparativ cu lanțul cu bucșe B9, ceea ce demonstrează influența parametrilor dimensionali asupra valorii coeficientului static de frecare.

• Momentele de pornire a mișcării au valori mai mici în cazul testărilor fără ulei, comparativ cutestările în baie de ulei în care valorile sunt cele mai mari, atât pentru lanțurile cu bucșe B8, cât și pentru B9, ca rezultat al fenomenului de adeziune. Momente de pornire a mișcării de rostogolire pentru roțile de lanț B9 sunt mai mari comparativ cu cele pentru roțile de lanț B8, pentru toate tipurile de lubrifiere.

• Măsurătorile experimentale și analizele bazate pe această abordare nouă a fenomenelor fizice stabilesc o limită nouă a măsurătorilor coeficienților statici de frecare a ansamblului lanț cu bucșă - roată de lanț.

Principalele contribuţii aduse prin elaborarea acestui capitol se referă la: • studiul contactului între bolț și bucșă în condiții reale de funcționare; • transpunerea forțelor de tracțiune din contactul real între bolț și bucșă în forțe de

compresiune, pentru adaptarea la posibilitățile tribometrului de tip UMT; • realizarea unui dispozitiv de testare a contactului între bolț și bucșă, adaptat la tribometrul

tip UMT, care să realizeze mișcarea de rotire alternativă relativă a celor două elemente în contact; • realizarea de elemente de apăsare cu suprafețe de contact diferite, care să simuleze tipul de

contact real între bolț și bucșă; • analiza critică a tensiunilor și a deformațiilor suprafețelor de contact între bolț și bucșă, cu

ajutorul metodei elementului finit; • identificarea și compararea presiunilor apărute la contactul dintre bolț și bucșă pentru

diverse profiluri ale suprafeței elementului de apăsare; • selectarea profilului concav ca suprafață a elementului de apăsare, ce simulează cât mai

real contactul, distribuția presiunilor și profilul cuplelor bolț-bucșă; • realizarea determinărilor experimentale și interpretarea comportamentului coeficienților de

frecare pentru lanțul cu bucșe B9, utilizând profilul concav al elementului de apăsare, pentru forțe de compresiune de 50N, 100N, 200N și 300N, la turația de 1rpm, în mediu prelubrifiat;

• stabilirea metodei de testare a coeficienților statici de frecare în ansamblul lanț - roată de lanț, realizată prin inversarea mișcării de rotație, utilizând rostogolirea naturală a roții de lanț peste lanț, sub acțiunea câmpului gravitațional;

• realizarea unui dispozitiv de prindere-fixare a segmentelor de lanț și a unui ansamblu ax-roți dințate, care să poată fi montate pe un tribometru cu plan înclinat;

• realizarea condițiilor de determinare ale coeficienților statici de frecare din contactele dintre lanț-roată de lanț, într-un mediu fără lubrifiere (uscat), lubrifiat prin picurare cu ulei sau imersat în baie de ulei;

• realizarea și interpretarea determinărilor experimentale ale coeficienților statici de frecare pentru lanțul cu bucșe B8 și B9, utilizând dispozitivul de prindere-fixare a segmentelor de lanț și a unui ansamblu ax-roți dințate, în diferite condiții de lubrifiere;

• determinarea momentelor de pornire a mișcării de rostogolire a roților de lanț peste lanț pe baza utilizării principiului de funcționare al tribometrului pentru determinarea coeficientului static de frecare.


31

4. Modelarea geometrică a contactelor din cuplele de frecare ale transmisiei

prin lanț

Modul în care se realizează contactele între elementele constituente ale unui ansamblu lanț - roată de lanț influențează uzura elementelor și, implicit, durabilitatea ansamblului lanț - roată de lanț. Pentru studiul contactelor dintre elementele lanțului cu bucșe și roata de lanț au fost realizate modele geometrice în care s-au simulat contactele între bucșe și roata de lanț.

4.1. Modelarea geometrică a roții de lanț

Caracteristicile dimensionale ale lanțurilor și ale roților de lanț diferă în funcție de standardele de care aparțin. Geometria roților de lanț reprezintă un punct de plecare pentru stabilirea zonelor de contact între roata dințată și lanțul cu bucșe în timpul rotirii, a forțelor și cinematicii contactului dintre roata dințată și bucșă și între bucșă și știft. Pentru definirea unui model realist al forțelor din contactele între roțile dințate și elementele componente ale lanțului, o atenție specială trebuie acordată modului de angajare și ieșire a lanțului de pe roata de lanț. Evoluția unghiului de contact între punctele de contact la angajarea și la ieșirea lanțului de pe roata dințată este analizată pentru diferite abateri ale pasului.

Standardul ISO 606:2004 permite variația parametrilor dimensionali ai profilului dintelui între limite minime și maxime. În figura 4.2 sunt prezentate comparativ profilele minim, mediu și maxim ale dintelui roții dințate conform ISO.

Fig. 4.2 Comparație între profilul minim, mediu și maxim al profilului danturii roții dințate, conform ISO 606:2004[Tod1,2013]

Studiul a fost realizat pentru o transmisie verticală cu un singur rând de lanț, cu următorii

parametrii: raportul de transmitere i =1; număr de dinți ai roților de lanț z = 23; pasul roții de lanț p = 9.5mm; diametru de divizare al roților Dd = 69.767mm; diametrul bucșii dr = 6.4mm.

Conform standardului ISO al transmisiei prin lanțuri cu bucșe, se poate admite o deviație a pasului lanțului de 0.2% din lungimea normală standardizată a acestuia. Variațiile lungimii în limitele acceptate de standardul ISO pot avea drept cauze erori în prelucrare sau uzura din timpul funcționării.

4.2. Modelarea geometrică a contactelor de putere între lanțul cu bucșe și roata de lanț

Pentru analiza contactului dintre dintele roții de lanț și bucșă în timpul intrării și ieșirii lanțului de pe roată au fost alese trei dimensiuni ale pasului pentru lanțul cu bucșe, care să se angajeze pe roata de lanț ISO cu profil mediu. Pentru lanțul cu bucșe de diametru 6.4mm, pasul minim a fost ales 9.5mm, pasul mediu 9.509mm, iar pasul maxim 9.519mm. Se recomandă ca lanțul de transmisie cu bucșe să aiba un număr par de zale de lanț. Poziționarea lanțului pe roata de lanț a fost realizată începând din poziția verticală a contactului dintre bucșă și roată (fig. 4.4a).

Punctul de contact este situat pe linia care unește centrul bucșei și centrul locașului bucșei. (fig. 4.4b). Unghiul de contact βi reprezintă unghiul dintre linia ce unește centrul roții de lanț cu centrul locașului bucșei și linia ce unește centrul locașului bucșei cu punctul de tangență între


32

bucșă și locașul bucșei. Acest unghi este calculat pentru fiecare locaș al bucșei, marcat cu i, și este similar pentru aceleași valori pozitive sau negative ale unghiului α de rotire a roții de lanț.

Unghiul de contact β este egal cu 0° atunci când unghiul α = 0° (fig. 4.4b). Această poziționare este normală pentru un punct de contact în care nu iau naștere forțe tangențiale.

a) b) Fig. 4.4 Unghiuri de contact între bucșe și roata de lanț: a)Vedere generalizată; b)Vedere detaliu

În prima variantă teoretică, pasul lanțului cu bucșe este egal cu pasul roții de lanț cu profil mediu (numit pas minim al lanțului). Acest lucru presupune că, pentru o transmisie cu raport unitar și un număr total impar de dinți zn, numărul maxim de dinți în contact cu lanțul pentru toate unghiurile de rotire α, este (zn+1/2) +1. De asemenea, în acest caz, toate punctele de contact între bucșe și roata de lanț au același unghi de contact β, egal cu 0°. În această variantă teoretică, transmisia nu îndeplinește condițiile geometrice necesare transmiterii momentului; forțele tangențiale apărute reprezintă doar forțele datorate frecărilor.

Pentru a doua variantă teoretică, roata de lanț cu profil mediu și pas normal egal cu 9.5mm, este asamblată cu lanțul cu bucșe cu pas mediu de 9.509mm. Acest lucru duce la o variație a unghiului de contact între 0° și 28.4°. Punctele de contact și unghiurile de contact sunt prezentate în figura 4.5a, pentru toate bucșile în contact cu roata de lanț, începând cu poziționarea și alinierea pe verticală a unei perechi de bucșe - locaș de bucșă. Pe măsură ce bucșa se îndepărtează de poziția verticală inițială, unghiurile de contact se măresc (fig. 4.5b).

a) b) Fig. 4.5 Unghiuri de contact pentru roată de lanț cu profil mediu și pas 9.5mm,

și lanț cu pas mediu de 9.509mm: a) Reprezentare grafică b) Variația unghiului de contact β în funcție de numărul bucșei

0

5

10

15

20

25

30

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13

Ung

hiul

de

cont

act,β

[°]

Numărul bucșei, i


33

Intrarea și ieșirea bucșei de pe roata de lanț reprezintă cele mai importante etape ce definesc evoluția transmisiei cu lanț. În figura 4.6 este descrisă poziția ultimei bucși în contact cu roata de lanț. Roata de lanț a fost rotită cu valori pozitive ale unghiului α, până la valoarea de 3.8°, unghi maxim la care bucșa tangentează roata de lanț. Poziția ultimei bucși în contact cu roata de lanț este simetrică poziției primei bucși în contact cu roata de lanț.

Este importantă cunoașterea poziției bucșei față de roata de lanț pentru determinarea unghiului maxim de contact al bucșei (unghiul la care se realizează primul și ultimul contact între lanț și roata de lanț). Unghiul de rotire α la care se realizează primul și ultimul contact între bucșe și roata de lanț este 3.8°, căruia îi corespunde un unghi maxim de contact de 29.31° (fig. 4.6).

Fig. 4.6 Unghiul de contact al ultimei bucși, pentru roata de lanț cu profil mediu și pas 9.5mm și lanțul cu pas mediu de 9.509mm

Pentru a treia variantă teoretică, roata de lanț cu profil mediu și pas normal de 9.5mm este asamblată cu lanțul cu bucșe cu pas maxim, egal cu 9.519mm. Acest lucru duce la o variație a unghiului de contact între 0° și 58.33°. În figura 4.8a sunt prezentate punctele de contact și unghiurile de contact pentru toate bucșile în contact cu roata de lanț, începând cu poziționarea și alinierea pe verticală a unei perechi de bucșe - locaș de bucșă. Pe măsură ce bucșa se îndepărtează de poziția verticală inițială, unghiurile de contact se măresc, așa cum este prezentat în diagrama din figura 4.8b.

a) b) Fig. 4.8 Unghiuri de contact pentru roată de lanț cu profil mediu și pas 9.5mm,

și lanț cu pas maxim de 9.519mm: a) Reprezentare grafică b) Variația unghiului de contact β

În figura 4.9 este reprezentată poziția ultimei bucși a lanțului cu pas maxim în contact cu roata de lanț cu profil mediu. Roata de lanț a fost rotită cu valori pozitive ale unghiului α, până la valoarea de 3.9°, unghi maxim la care bucșa tangentează roata de lanț. Poziția ultimei bucși în contact cu roata de lanț este simetrică poziției primei bucși în contact cu roata de lanț. Pentru valoarea maximă a unghiului α, unghiul de contact corespunzător are valoarea de 59.97° (fig. 4.9).

0

10

20

30

40

50

60

70

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13

Ung

hiul

de

cont

act,β

[°]

Numărul bucșei, i


34

Fig. 4.9 Unghiul de contact al ultimei bucși, pentru roata de lanț cu profil mediu și pas 9.5mm și lanțul cu pas maxim de 9.519mm

Comparativ cu reprezentarea grafică a unghiurilor de contact pentru lanțul cu pas mediu, unghiurile de contact pentru lanțul cu pas maxim au valori mai mari și variații mai mari între două unghiuri consecutive de rotire a roții de lanț.

Unghiul maxim de rotire a roții de lanț pentru care există contact între prima sau ultima bucșă și roata de lanț este mai mare pentru lanțul cu pas maxim. Rezultă că unghiurile maxime de contact cresc cu creșterea pasului lanțului. Creșterea unghiului de contact între prima bucșă și roata de lanț conduce la creșterea șocurilor apărute în ansamblul lanț-roată de lanț și astfel, la o uzură mai mare a elementelor componente. O măsură pentru reducerea uzurilor apărute între lanț și roata de lanț este micșorarea unghiului de contact dintre bucșe și roata de lanț prin micșorarea abaterilor de pas cât mai aproape de valoarea minimă.


Elaborarea acestui capitol a permis formularea următoarelor concluzii: • Au fost realizate modele geometrice în care s-au simulat contactele între bucșe și roata de

lanț.Pentru analiza contactului dintre dintele roții de lanț și bucșă în timpul intrării și ieșirii lanțului de pe roată, au fost alese trei dimensiuni ale pasului pentru lanțul cu bucșe, care să se angajeze pe roata de lanț ISO cu profil mediu. Pentru lanțul cu bucșe de diametru 6.4mm, au fost aleși: pasul minim de 9.5mm, pasul mediu de 9.509mm, iar pasul maxim de 9.519mm.

• Pe baza modelării geometrice au fost determinate punctele de contact și unghiurile de contact între bucșe și profilul ISO al roții de lanț. Comparativ cu reprezentarea grafică a unghiurilor de contact pentru lanțul cu pas mediu, unghiurile de contact pentru lanțul cu pas maxim au valori și variații mai mari între două unghiuri consecutive de rotire a roții de lanț.

• Unghiurile maxime de contact se măresc cu creșterea pasului lanțului. Creșterea unghiului de contact între prima bucșă și roata de lanț conduce la creșterea șocurilor apărute în ansamblul lanț-roată de lanț și astfel, la o uzură mai mare a elementelor componente. O măsură pentru reducerea uzurilor apărute între lanț și roata de lanț este micșorarea unghiului de contact dintre bucșe și roata de lanț, prin micșorarea abaterilor de pas.

Principalele contribuţii aduse, cu ocazia elaborării acestui capitol se referă la: • stabilirea metodei de determinare a unghiurilor de contact între lanțul cu bucșe și roata de

lanț, în momentul intrării și ieșirii lanțului de pe roata de lanț; • modelarea geometrică a roții de lanț cu profil ISO mediu și a lanțului cu bucșe B9 cu trei

variații ale pasului 0, 0.1% și 0.2%; • determinarea unghiurilor de contact pentru roata de lanț cu profil mediu și pas al lanțului

cu bucșe B9 cu variație a pasului de 0, 0.1% și 0.2%; • propunerea unei măsuri pentru reducerea uzurilor apărute între lanț și roata de lanț prin

micșorarea unghiului de contact dintre bucșe și roata de lanț.


35

5. Modelarea pierderilor prin frecare din transmisia prin lanț cu bucșe

În acest capitol sunt realizate modele matematice ale pierderilor prin frecare în lanțul cu bucșe pentru configurația transmisiei de pe standul de testare a lanțurilor, validată de rezultatele determinărilor experimentale din capitolul doi.

5.1. Modelarea statică a contactelor de putere între bucșă, bolțul lanțului cu bucșe și roata de lanț

În timpul funcționării, contactele de putere dintre elementele transmisiei prin lanț și anume între bolțuri, bucșe și roata de lanț au o mișcare relativă între momentul intrării și ieșirii lanțului de pe roată. În acest subcapitol se urmărește realizarea modelării geometrice a contactelor de putere între bolțuri, bucșe și roata de lanț și stabilirea unor ecuații matematice pentru determinarea momentelor apărute datorită forțelor de frecare între elementele transmisiei prin lanț.

În funcție de pozițiile ecliselor pentru zalele aflate în contact cu profilul roții, contactele de putere pot avea configurații diferite, reprezentate ca modele simplificate în figurile 5.1 și 5.2. Dacă eclisa exterioară este poziționată în partea inferioară a contactului (cazul I), forța de frecare se transmite conform figurii 5.1; dacă eclisa interioară este poziționată în partea inferioară a contactului (cazul II), forța de frecare se transmite conform figurii 5.2. Cele două cazuri ale contactului bolț - bucșă - roată sunt valabile pentru toate zonele de intrare și ieșire ale lanțului de pe roata de lanț, rezultând o simetrie a sistemului. Alternarea zonelor de contact este posibilă datorită jocurilor dintre bolț și bucșă în timpul funcționării transmisiei.

Fig. 5.1 Deplasarea contactului de putere între bolț, bucșă și roata de lanț în timpul

funcționării, pentru eclisa exterioară în partea inferioară (cazul I)

Fig. 5.2 Deplasarea contactului de putere între bolț, bucșă și roata de lanț în timpul

funcționării, pentru eclisa interioară în partea inferioară (cazul II)

În timpul angajării lanțului pe roata de lanț, între zalele ce aparțin primei perechi de bucșă-

bolț care intră în contact cu roata de lanț se realizează o mișcare de rotație. În timpul rotirii roții de lanț, bucșa aflată în prim contact cu roata de lanț, poziția i, realizează o mișcare de rotație față de profilul roții de lanț până în poziția j. Contactul liniar inițial între bucșă și bolț realizează o deplasare unghiulară φ între pozițiilei și j. Unghiul ∆β reprezintă variația unghiului de contact între bucșă și profilul roții de lanț, între poziția primei bucșe în contact cu roata de lanț, dată de unghiul βi și poziția bucșei atunci când roata s-a rotit cu un pas unghiular, unghiul βj.


36

În timpul deplasării bucșei de-a lungul profilului dintelui roții de lanț, asupra bucșei acționează o componentă a forței verticale FY, notată cu FX . În modelarea matematică, se consideră că forțele verticale FYi și FYj pentru pozițiile i și j sunt egale cu FY, iar forța normală utilizată FXmed este stabilită ca medie aritmetică între forțele normale FXi și FXj.

Forțele de frecare între bolț și bucșă, FfBb, pot fi modelate cu ajutorul relației:

= ∙ , [N] (34)

unde: µBb este coeficientul de frecare între bucșă și bolț. Forțele de frecare între bucșă și roata de lanț, FfBr pot fi determinate cu relația:

= ∙ , [N] (35)

unde: µBr este coeficientul de frecare între bucșă și roata de lanț. Lucrul mecanic efectuat între bolț și bucșă, Lf Bb, datorită rotirii relative cu unghiul φ a

punctului de contact între bolț și bucșă, pentru pozițiile i și j (fig. 5.1), se poate determina în funcție de forțele de frecare între bolț și bucșă, FfBb cu relația:

= ∙ ∙ , [Nm] (36)

unde: db este diametrul bolțului, [m]. Lucrul mecanic realizat între bucșă și roata de lanț datorită rotirii relative a bucșei cu

unghiul ∆β = φ - (βi – βj) pentru cazul I și ∆β = βi – βj pentru cazul II, se poate determina în funcție de forțele de frecare între bucșă și roata de lanț, FfBr cu relațiile (37), respectiv, (38):

= ∙ ∙ − ( − ) , [Nm] (37)

= ∙ ∙ − , [Nm] (38)

unde: dB este diametrul bucșei, [m]. Momentul datorită frecărilor între bolț-bucșă-roata de lanț pentru cazul I poate fi determinat

în funcție de lucrul mecanic efectuat între bolț și bucșă, de lucrul mecanic între bucșă și roata de lanț și de unghiul de rotire, φ:

= , [Nm] . (39)

Pentru cazul II din figura 5.2, se consideră că forța care acționează în punctul de contact dintre bucșă și bolț este egală cu 0o, ca urmare a eliberării bolțului datorită jocurilor dintre bolț și bucșă și a forței FY transmisă doar prin bucșa eclisei interioare. Rezultă că momentul datorat frecărilor între bolț-bucșă-roata de lanț pentru cazul II poate fi determinat în funcție de lucrul mecanic efectuat între bucșă și roata de lanț și de unghiul de rotire, φ:

= , [Nm] . (40)

Prin generalizare, momentul datorat frecărilor între bolț-bucșă-roata de lanț, utilizat în modelarea matematică, poate fi aproximat ca medie aritmetică între momentul de frecare pentru cazul I și cazul II:

= , [Nm]. (41)


37

Dacă se notează cu Q următoarea expresie:

Q =°

+°

, [m] (43)

și cu Scof următoarea expresie:

= ∙ ∙ ∙ + ∙ ∙ − − ∙ + ∙ ∙ ∙ − ∙ ,[m](44)

momentul datorat frecărilor între bolț-bucșă-roata de lanț, Mf Y med devine:

= ∙ , [Nm]. (45)

Astfel, forțele de frecare apărute în fiecare contact bolț-bucșă-roată de lanț pot fi determinate pe baza acestor metode de calcul geometric pentru orice unghi de rotire a roții de lanț.

5.2. Modelarea pierderilor prin frecare din transmisia prin lanț cu bucșe

Modelul matematic al transmisiei prin lanț a fost realizat cu ajutorul softului Mathcad pentru facilitarea mijloacelor matematice. Parametrii de intrare considerați la determinarea momentelor datorită frecării în lanțurile cu bucșe B7, B8 și B9 sunt următorii:

• forțele de pretensionare a lanțului: 0.5, 1, 2, 3 kN; • turația arborelui de intrare: 1000, 1800, 3000, 5000rpm; • coeficienții de frecare: µ1 , µ2 , µ3; • variația pasului lanțului cu bucșe de +0.1%.

Se consideră coeficienții de frecare între bolț și bucșă egali cu coeficienții de frecare între bucșă și roata de lanț a transmisiei. Coeficienții de frecare utilizați în modelare µ1, µ2, µ3 au fost stabiliți în urma determinărilor experimentale.

F0 - forța de pretensionare a lanțului, [N]; Fc - forța centrifugă, [N]; Fgy - forța datorită greutății lanțului la înălțimea y, [N]; Fg0 - forța datorită greutății lanțului pe lungimea arcului de cerc l0, [N]; Ft - forța tangențială, [N].

Fig. 5.3 Reprezentarea forțelor care solicitătransmisia prin lanț


38

Rezolvarea modelului matematic al transmisiei a fost realizată utilizând relații de calcul pentru diferitele tipuri de forțe și momente care solicită transmisia (fig. 5.3).

Conform figurii 5.3, forțele totale în punctele A, A’, B, B’,C, C’, D, D’ sunt calculate utilizând seria următoare de relații:

din egalitățile (52) și (53):

F − F = ∙ , [N] (52)

F + F = F + 2 ∙ F + 2 ∙ F , [N] (53)

rezultă forțele totale FC’ și momentele datorate frecărilor între bolț și bucșă, MfC’, pentru punctul C’:

F = ∙ ∙ − , [N] (54)

M ’ = ’∙ , [Nm] (55)

unde: Mflag2 - este momentul de frecare datorat lagărelor, [Nm]; A12 - distanța între axele lagărelor pentru transmisia din figura 5.3, [m]; FgA12 - forța datorată greutății lanțului într-o ramură cu lungimea A12, [N].

Conform figurii 5.3, momentul total din transmisie la nivelul lagărului 1, care susține roata conducătoare în transmisia prin lanț simulată, este dat de relația (70):

M = ∙,[Nm]. (70)

Momentul datorat frecărilor în lanț,Mflant se poate calcula ca diferență între momentul total din transmisie, Mt1 și momentul de frecare în lagărul 2, Mflag2 , în [Nm] (vezi figura 5.3).

În modelul matematic nu au fost luate în calcul calitatea uleiului și vibrațiile provenite din efectul de poligon al lanțului. Prin aplicarea modelului matematic în cazul transmisiilor prin lanțuri cu bucșe de tip B7, B8, B9 în funcție de diverși coeficienți de frecare, pretensionări ale lanțului și turații au rezultat o serie de diagrame comparative, care stabilesc importanța condițiilor de funcționare ale transmisiei prin lanț.

Se constată că influența forțelor de frecare datorită contactului bucșă - bolț are o pondere de 30% la realizarea momentului rezistiv al lanțului, comparativ cu influența forțelor de frecare datorită contactului bucșă – roată, de 70%.

Influența forțelor gravitaționale ale lanțului (fig. 5.5) asupra transmisiei din figura 5.3 se manifestă în punctele de intrare / ieșire ale lanțului pe roata de lanț. Astfel, în punctele transmisiei notate cu A, B, C și D, forțele datorate greutății lanțului cresc cu creșterea greutății acestuia: B7 - forțe mai mici decât B8 și B8 - forțe mai mici decât B9. Deoarece lungimea lanțului pe latura condusă este egală cu cea de pe latura conducătoare, valorile forțelor gravitaționale ale punctelor aparținând aceleiași roți de lanț sunt egale.

Influența forțelor centrifuge din transmisie datorită lanțului variază crescător cu creșterea turației și a greutății lanțului (vezi figura 5.6). În funcție de turația lanțului, forța centrifugă crește de 25 ori pentru turația de 5000rpm, față de valoarea teoretică la 1000rpm. Față de valorile forței centrifuge a lanțului B7, forța centrifugă pentru lanțul cu bucșe B8 la turația de 1000rpm crește cu 64%, iar pentru lanțul B9 crește cu 250%.


39

Fig. 5.5 Valori teoretice ale forțelor apărute în transmisia prin lanțul cu bucșe B7, B8 și B9,

datorită forței gravitaționale, în diverse puncte ale transmisiei

Fig. 5.6 Valori teoretice ale forțelor centrifuge care iau naștere în transmisia prin lanțul cu

bucșe B7, B8 și B9,în funcție de turație

În figurile 5.8, 5.9, respectiv 5.10 sunt prezentate variațiile momentelor relative de frecare

teoretice la turații între 1000 și 5000rpm, forțe de pretensionare ale lanțului de 0.5, 1, 2, 3 kN și pentru coeficienții de frecare µ1, µ2 și µ3, pentru lanțurile cu bucșe B7, B8 și B9; valorile relative sunt exprimate procentual din momentul Mf obținut pentru turația de 1000rpm, forța 1kN, coeficientul de frecare µ1. Se poate observa creșterea aproape liniară a valorilor momentelor de frecare cu creșterea forței de pretensionare. Momentele de frecare cresc cu creșterea turației și a coeficienților de frecare ai lanțului. Pentru lanțul B7 (fig. 5.8), comparativ cu momentele de frecare obținute pentru coeficientul de frecare µ1, momentele de frecare cresc cu 38% pentru coeficientul de frecare µ2=1.38µ1 și cu 53% pentru coeficientul de frecare µ3=1.53µ1. Pentru forțele de pretensionare ale lanțului de 0.5, 1, 2, 3kN, momentele de frecare cresc cu creșterea turației de la 1000rpm la 5000rpm, cu 19%, 10%, 5%, respectiv, 3%. Rezultă că, odată cu creșterea forței de pretensionare, influența turației asupra momentului de frecare datorită lanțului scade.

Fig. 5.8 Variația momentului de frecare din lanțurile cu bucșe B7, valori teoretice procentuale din Mfla 1000rpm, 1kN, µ1, în funcție de turație, pentru diferiți coeficienți de frecare

și forțe de pretensionare

Comparativ cu momentele de frecare obținute pentru coeficientul de frecare µ1, momentele de frecare pentru lanțul B8 (fig. 5.9) și coeficientul de frecare µ2=1.35µ1 cresc cu 35% și,

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1.2

1.4

A B C D

Forța

[N

]

Poziția

B7

B8

B9

0

50

100

150

200

0 2000 4000 6000

Forța

[N

]

Turația [rpm]

B7

B8

B9

0

100

200

300

400

500

1000 3000 5000

Mom

entr

elat

iv [

%]

Turația [rpm]F=3kN_µ1_teoretic

F=2kN_µ1_teoretic

F=1kN_µ1_teoretic

F=0.5kN_µ1_teoretic

lanț B7 , µ1

0

100

200

300

400

500

1000 3000 5000

Mom

entr

elat

iv [

%]


F=2kN_µ2_teoretic

F=1kN_µ2_teoretic


lanț B7 , µ2=1.38µ1

0

100

200

300

400

500

1000 3000 5000

Mom

ent

rela

tiv

[%

]


F=2kN_µ3_teoretic

F=1kN_µ3_teoretic


lanț B7 , µ3=1.53µ1


40

respectiv, cu 51% pentru coeficientul de frecare µ3=1.51µ1. Pentru forțele de pretensionare ale lanțului de 0.5, 1, 2, 3kN, momentele de frecare cresc cu creșterea turației de la 1000rpm la 5000rpm, cu 32%, 16%, 8%, respectiv 5%. Rezultă că influența turației asupra momentului de frecare datorită lanțului scade cu creșterea forței de pretensionare.

Fig. 5.9 Variația momentului de frecare din lanțurile cu bucșe B8, valori teoretice procentuale din Mf la 1000rpm, 1kN, µ1, în funcție de turație, pentru diferiți coeficienți de frecare


În cazul lanțului B9 (fig. 5.10), comparativ cu momentele de frecare obținute pentru coeficientul de frecare µ1, momentele de frecare cresc cu 35% pentru coeficientul de frecare µ2=1.35µ1 și, respectiv, cu 52% pentru coeficientul de frecare µ3=1.52µ1. Pentru forțele de pretensionare ale lanțului de 0.5, 1, 2, 3kN, momentele de frecare cresc cu creșterea turației de la 1000rpm la 5000rpm, cu 68%, 34%, 17%, respectiv, 11%. Rezultă că influența turației asupra momentului de frecare datorită lanțului scade cu creșterea forței de pretensionare.

Fig. 5.10 Variația momentului de frecare din lanțurile cu bucșe B9, valori teoretice procentuale din Mf la 1000rpm, 1kN, µ1, în funcție de turație, pentru diferiți coeficienți de frecare


0

100

200

300

400

500

1000 3000 5000

Mom

ent

rela

tiv

[%

]


F=2kN_µ1_teoretic

F=1kN_µ1_teoretic


lanț B8 , µ1

0

100

200

300

400

500

1000 3000 5000

Mom

ent

rela

tiv

[%

]


F=2kN_µ2_teoretic

F=1kN_µ2_teoretic


lanț B8 , µ2=1.35µ1

0

100

200

300

400

500

1000 3000 5000

Mom

ent

rela

tiv

[%

]


F=2kN_µ3_teoretic

F=1kN_µ3_teoretic


lanț B8 , µ3=1.51µ1

0

100

200

300

400

500

1000 3000 5000

Mom

ent

rela

tiv

[%

]


F=2kN_µ1_teoretic

F=1kN_µ1_teoretic


lanț B9 , µ1

0

100

200

300

400

500

1000 3000 5000

Mom

ent

rela

tiv

[%

]


F=2kN_µ2_teoretic

F=1kN_µ2_teoretic


lanț B9 , µ2=1.35µ1

0

100

200

300

400

500

1000 3000 5000

Mom

ent

rela

tiv

[%

]


F=2kN_µ3_teoretic

F=1kN_µ3_teoretic


lanț B9 , µ3=1.52µ1


41

Atât relațiile matematice, cât și reprezentările grafice ale forțelor apărute în transmisia prin lanț, prezentate în acest subcapitol au scopul de a constitui bază de comparație pentru validarea rezultatelor experimentale ale lanțurilor cu bucșe B7, B8 și B9 laturații ce variază între 1000 și 5000rpm, forțe de pretensionare ale lanțului de 0.5, 1, 2, 3kN și pentru diverși coeficienți de frecare µ1, µ2, µ3. Se poate observa creșterea valorilor forțelor tangențiale cu creșterea forței de pretensionare, a turației și a coeficienților de frecare ai lanțului. Influența forței de pretensionare asupra forțelor tangențiale ale lanțului este liniară, indiferent de valorile coeficienților de frecare sau de turația lanțului.


Elaborarea acestui capitol a condus la formularea următoarelor concluzii: • În modelarea geometrică a contactelor de putere între bolțuri, bucșe și roata de lanț s-au

stabilit ecuații matematice pentru determinarea momentelor apărute datorită forțelor de frecare între elementele transmisiei prin lanț în ipoteza că doar primii doi dinți ai roții de lanț în contact cu lanțul cu bucșe realizează transmiterea momentului.

• În funcție de pozițiile ecliselor pentru zalele aflate în contact cu profilul roții, contactele de putere pot avea o configurație diferită. Pentru poziționarea eclisei exterioare în partea inferioară a contactului (cazul I), forța de frecare se transmite între bolț-bucșă-roata de lanț, iar pentru poziționarea eclisei interioare în partea inferioară a contactului (cazul II), forța de frecare se transmite între bucșă și roata de lanț, bolțul fiind considerat liber la încărcare, o consecință a diferențelor de pas și a jocurilor din lanț.

• Momentul datorită frecărilor între bolț-bucșă-roata de lanț pentru cazul I poate fi determinat în funcție de lucrul mecanic efectuat între bolț și bucșă, de lucrul mecanic între bucșă și roata de lanț și de unghiul de rotire, φ.

• Momentul datorită frecărilor între bolț-bucșă-roata de lanț pentru cazul II poate fi determinat în funcție de lucrul mecanic efectuat între bucșă și roata de lanț și unghiul de rotire, φ.

• Forțele de frecare apărute în fiecare contact bolț-bucșă-roată de lanț pot fi determinate pe baza modelării geometrice realizate, pentru orice unghi de rotire a roții de lanț.

Principalele contribuții originale aduse de autoare în cadrul acestui capitol sunt: • stabilirea reacțiunilor care apar în contactul dintre bolț, bucșă și roata de lanț în timpul

funcționării transmisiei prin lanțuri cu bucșe B7, B8 și B9; • identificarea a două cazuri de contacte de putere, cu o configurație diferită, în funcție de

pozițiile ecliselor pentru zalele aflate în contact cu profilul roții de lanț; • realizarea și rezolvarea modelului geometric al celor două cazuri de contacte de putere, în

funcție de pozițiile ecliselor pentru zalele aflate în contact cu profilul roții de lanț; • realizarea unui model matematic pentru determinarea forțelor care influențează pierderile

prin frecare din întreaga transmisie prin lanț, în funcție de pozițiile ecliselor pentru zalele aflate în contact cu profilul roții de lanț;

• analiza comparativă a influenței forțelor de frecare datorită contactului bucșă - bolț și, respectiv, bucșă – roată;

• determinarea cu ajutorul softului Mathcad a forțelor totale F și momentelor datorate frecărilor între bolț și bucșă, Mf pentru fiecare punct al transmisiei, în funcție de diferite forțe de pretensionare ale lanțului, turația arborelui de intrare și a coeficienților de frecare µ1,µ2 și µ3;

• realizarea și analiza diagramelor comparative ale valorilor teoretice pentru forțele ce influențează pierderile prin frecare apărute în transmisia prin lanțurile cu bucșe B7, B8, și B9.


42

6. Analiza comparativă a rezultatelor teoretice și experimentale. Recomandări

pentru optimizarea transmisiilor prin lanț în vederea reducerii pierderilor

prin frecare

Rezolvarea modelului teoretic al transmisiei prin lanț cu bucșe explică influența parametrilor potențial variabili, cum sunt turația, sarcina, dimensiunile transmisiei și condițiile de ungere asupra mărimilor de bază studiate (moment de frecare, pierderi prin frecare). Modelul teoretic poate fi considerat corect doar în momentul în care este validat de rezultate experimentale, pentru toată gama de valori ale parametrilor potențial variabili.

6.1. Analiza comparativă a rezultatelor teoretice și experimentale

Prezentul subcapitol analizează diagramele comparative între determinările experimentale realizate pe standul de testare a lanțurilor (fig. 2.1) și valorile teoretice rezultate din modelul matematic pentru transmisia prin lanț studiată.

În figurile 6.1, 6.2 și 6.3 sunt prezentate seturi de câte trei diagrame reprezentând variația momentelor datorate frecărilor din lanțurile cu bucșe B7, B9, respectiv B9, determinate experimental, comparativ cu valorile teoretice rezultate din modelul matematic. Valorile sunt reprezentate ca funcții polinomiale de gradul 2, pentru temperaturi ale uleiului de 40°C, 90°C și 115°C, respectiv coeficienții de frecare µ1, µ2 și µ3.

Fig. 6.1 Variația momentului de frecare măsurat vs. teoretic din lanțurile cu bucșe B7 în funcție de turație pentru diferite temperaturi și forțe de pretensionare;

valori procentuale din Mf măsurat, la 1000rpm, 1kN

0

100

200

300

400

500

600

1000

2000

3000

4000

5000

Mom

ent

rela

tiv

%

Turație [rpm]

F=0.5kN_40°CF=1kN_40°CF=2kN_40°CF=3kN_40°CF=0.5kN_µ1 teoreticF=1kN_µ1 teoreticF=2kN_µ1 teoreticF=3kN_µ1 teoretic

lanț B740°Cµ1

1000

2000

3000

4000

5000

Mom

ent r

elat

iv%

Turație [rpm]


lanț B790°Cµ2=1.38µ1

1000

2000

3000

4000

5000

Mom

ent r

elat

iv%

Turație [rpm]


lanț B7115°Cµ3=1.53µ1


43





0

100

200

300

400

500

600

1000

2000

3000

4000

5000

Mom

ent r

elat

iv%

Turație [rpm]


lanț B840°Cµ1

1000

2000

3000

4000

5000

Mom

ent r

elat

iv%

Turație [rpm]



1000

2000

3000

4000

5000

Mom

ent r

elat

iv%

Turație [rpm]


lanț B8115°Cµ3=1.51µ1

0

100

200

300

400

500

600

1000

2000

3000

4000

5000

Mom

ent r

elat

iv%

Turație [rpm]


lanț B940°Cµ1

1000

2000

3000

4000

5000

Mom

ent r

elat

iv%

Turație [rpm]



1000

2000

3000

4000

5000

Mom

ent r

elat

iv%

Turație [rpm]


lanț B9115°Cµ3=1.51µ1


44

Pentru fiecare din cele trei diagrame s-a considerat ca valoare de referință valoarea momentului de frecare determinat experimental la turația de 1000rpm și forța de pretensionare de 1kN a fiecărei variante de temperaturi. Se constată că momentul de frecare scade cu creșterea temperaturii uleiului, atât pentru varianta experimentală, cât și pentru cea teoretică.

Pentru fiecare variantă de temperatură, momentul de frecare crește cu creșterea turației. Momentul de frecare are o creștere din ce în ce mai mică cu creșterea forței de pretensionare și a temperaturii, ceea ce indică scăderea coeficientului de frecare la creșterea forței. Acest lucru poziționează pe curba Stribeck tipul de frecare rezultat în zona frecării limită. Diferența între valorile graficelor experimental - teoretic pentru forțele de 2kN și 3kN poate fi explicată prin modificarea coeficientului de frecare cu deplasarea pe graficul curbei Stribeck, aspect care nu a putut fi luat în considerare în timpul modelării matematice a transmisiei.

În cele trei seturi de diagrame prezentate (fig. 6.1, 6.2, 6.3), pentru lanțurile B7, B8 și B9, variațiile momentelor de frecare determinate experimental pentru forțele de pretensionare de 0.5kN și 1kN prezintă diferențe relativ mici față de valorile teoretice ale modelului matematic pentru turații în domeniul 1000-3000rpm. Pentru turații mai mari, până la 5000rpm, se constată o creștere a valorilor determinate experimental, comparativ cu cele teoretice. Se poate motiva creșterea momentelor de frecare datorate lanțului cu creșterea turației prin elasticitatea elementelor componente ale lanțului, care amplifică efectul forței centrifuge și prin vibrațiile din lanț la turații mari.

În figurile 6.4, 6.5 și 6.6 sunt prezentate ca funcții polinomiale de gradul 2, variațiile momentelor de frecare determinate experimental în funcție de temperatură, comparativ cu valorile teoretice rezultate din modelul matematic, pentru turația de 3000rpm și diferite pretensionări ale lanțului. Pentru claritate, s-au prezentat doar valorile corespunzătoare turației de 3000rpm, valorile momentelor pentru turațiile de 1000rpm, 1800rpm și 5000rpm având o dispunere grupată pe graficul comparativ. Baza procentuală față de care s-a făcut comparația este valoarea momentului de frecare determinat experimental la temperatura de 40°C, respectiv coeficientul de frecare µ1, turația de 1000rpm și forța de pretensionare de 1kN, pentru fiecare tip de lanț cu bucșe testat (B7, B8 și B9).

Din diagrame se observă că momentele de frecare datorate lanțurilor cu bucșe B7, B8 și B9 cresc cu creșterea temperaturii uleiului de ungere, pentru fiecare forță de pretensionare. Sub acțiunea forțelor de 0.5kN și 1kN, momentele de frecare determinate experimental au valori comparabile cu cele din modelul matematic, pentru fiecare tip de lanț. Sub acțiunea forțelor de pretensionare de 2kN și 3kN, momentele determinate experimental pornesc de la valori mai mici față de cele teoretice și au o creștere mai bruscă la variația crescătoare a temperaturii.

Fig. 6.4 Variația momentului de frecare măsurat vs.teoretic în funcție de temperatură pentru

lanțurile cu bucșe B7 la turația de 3000rpm; valori procentuale din Mf la 1000rpm, 1kN

0

100

200

300

400

500

30 40 50 60 70 80 90 100 110 120

Mom

ent r

elat

iv%

Temperatura [°C]

F=0.5kN_3000rpm

F=1kN_3000rpm

F=2kN_3000rpm

F=3kN_3000rpm

F=0.5kN_3000rpm_teoretic

F=1kN_3000rpm_teoretic



lanț B7


45

Fig. 6.5 Variația momentului de frecare măsurat vs. teoretic în funcție de temperatură pentru lanțurile cu bucșe B8 la turația de 3000rpm; valori procentuale din Mf la 1000rpm, 1kN

Fig. 6.6 Variația momentului de frecare măsurat vs. teoretic în funcție de temperatură pentru lanțurile cu bucșe B9 la turația de 3000rpm; valori procentuale din Mf la 1000rpm, 1kN

În figurile 6.7, 6.8 și 6.9 sunt prezentate ca funcții polinomiale de gradul 2 variațiile

momentelor de frecare determinate experimental, comparativ cu valorile teoretice rezultate din modelul matematic, în funcție de variația forțelor de pretensionare, pentru turația de 1000rpm și diferite temperaturi ale uleiului de ungere a lanțului. Sunt reprezentate doar valorile corespunzătoare turației de 1000rpm pentru simplificarea graficului, valorile momentelor pentru turațiile de 1800rpm, 3000rpm și 5000rpm având o dispunere grupată pe graficul comparativ. Baza procentuală față de care s-a făcut comparația este valoarea momentului de frecare determinat experimental la temperatura de 40°C, respectiv coeficientul de frecare µ1, turația de 1000rpm și forța de pretensionare de 1kN, pentru fiecare tip de lanț cu bucșe B7, B8 și B9.

Se observă că valorile corespunzătoare modelului teoretic sunt mai scăzute față de cele determinate experimental la forțe mai mari de 1kN, pentru toate tipurile de lanț. Momentele de frecare pot avea valori mai mari la creșterea forțelor de pretensionare, comparativ cu cele teoretice și datorită deformațiilor elementelor transmisiei aflate în contact. Prin deformarea suprafețelor în contact, tipul contactului se schimbă și generează forțe de frecare mai mari în funcționare, cu până la 100% mai mari față de modelul teoretic.

0

100

200

300

400

500

30 40 50 60 70 80 90 100 110 120

Mom

ent r

elat

iv%

Temperatura [°C]

F=0.5kN_3000rpm

F=1kN_3000rpm

F=2kN_3000rpm

F=3kN_3000rpm





lanț B8

0

100

200

300

400

500

600

30 40 50 60 70 80 90 100 110 120

Mom

ent r

elat

iv%

Temperatura [°C]

F=0.5kN_3000rpm

F=1kN_3000rpm

F=2kN_3000rpm

F=3kN_3000rpm





lanț B9


46

Fig. 6.7 Variația momentului de frecare măsurat vs. teoretic în funcție de forța de pretensionare a lanțului, pentru lanțurile cu bucșe B7,la turația de 1000rpm;

valori procentuale din Mf la 1000rpm, 1kN





0

100

200

300

400

500

600

0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 3.5

Mom

ent r

elat

iv%

Forța [kN]

1000 rpm_40°C

1000 rpm_90°C

1000 rpm_115°C

1000 rpm_40°C

1000 rpm_90°C

1000 rpm_115°C

lanț B7

0

100

200

300

400

500

0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 3.5

Mom

ent r

elat

iv%

Forța [kN]

1000 rpm_40°C

1000 rpm_90°C

1000 rpm_115°C

1000 rpm_µ1_teoretic



lanț B8

0

100

200

300

400

500

0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 3.5

Mom

ent r

elat

iv%

Forța [kN]

1000 rpm_40°C

1000 rpm_90°C

1000 rpm_115°C




lanț B9


47

În urma analizei diagramelor prezentate în acest subcapitol se pot accepta diferențele apărute între variațiile momentelor de frecare determinate experimental și cele teoretice ca fiind influențe ale elasticității și deformațiilor elastice între elementele componente ale transmisiei prin lanț și ale vibrațiilor lanțului, în lipsa patinelor de întindere și ghidare. Aceste influențe nu au putut fi introduse în modelul matematic și vor fi acceptate ca abateri admise de la valorile teoretice calculate.

6.2. Concluzii

Din analiza comparativă a rezultatelor teoretice și experimentale referitoare la frecările din transmisiile prin lanț rezultă o primă concluzie, și anume: modelul teoretic poate fi considerat ca unul preliminar, acoperind cu o precizie acceptabilă gama de tipodimensiuni de lanțuri analizate, pentru sarcini mici-medii. Este nevoie de dezvoltarea modelului teoretic cu includerea modificărilor dimensionale (deformații elastice și termice) pentru a surprinde cazurile de turații mari și sarcini mari. Se pot formula însă, chiar și în aceste condiții, concluzii utile pentru optimizarea în continuare a transmisiilor prin lanțuri cu bucșe din punct de vedere al minimizării pierderilor prin frecare.

Analiza comparativă a rezultatelor teoretice și experimentale pentru lanțurile cu bucșe B7, B8 și B9, la turații între 1000 și 5000 rpm, forțe de pretensionare ale lanțului de 0.5, 1, 2 și 3 kN, temperaturi ale uleiului de 40°C, 90°C și 115°C și valori teoretice µ1, µ2 și µ3 din prezentul capitol, generează următoarele concluzii:

Momentul rezistent apărut la roata de lanț condusă nu influențează semnificativ pierderile prin frecare în lanț.

Dimensiunile articulațiilor determină direct proporțional mărimea frecărilor din acestea. Pentru sarcini mici-medii, frecarea este direct proporțională cu sarcina. Influența turației se manifestă prin acțiune asupra componentei forței centrifuge, care încarcă

suplimentar lanțul pe toată lungimea. Abaterile de pas, adăugate jocurilor din articulații influențează poziția unghiulară a primei

bucșe în contact cu roata de lanț, βi, respectiv, poziția unghiulară a bucșei în contact, βj, după rotirea roții cu un pas unghiular. Pierderile prin frecare sunt dependente de lungimea traiectoriei parcurse de punctul de contact dintre elementele cuplelor bolț-bucșă, respectiv bucșă-roata de lanț.

În frecarea limită - mixtă, creșterea forței conduce la creșterea coeficientului de frecare. Creșterea e mai pronunțată la temperatura de 40°C și poate fi explicată prin existența unei ungeri mixte, care se deteriorează, tinzând spre frecare limită.

La creșterea frecării cu încărcarea contribuie și deformarea elastică a elementelor, ceea ce conduce la mărirea abaterilor de pas și, implicit, la deteriorarea contactului din cuple.

6.3. Recomandări pentru optimizarea transmisiilor prin lanț din punct de

vedere al reducerii pierderilor prin frecare

În urma analizei rezultatelor determinărilor experimentale și teoretice realizate în prezenta teză, se pot formula recomandări pentru optimizarea transmisiilor prin lanțul cu bucșe, din punct de vedere al reducerii pierderilor prin frecare și anume:

Pierderile prin frecare depind semnificativ de valoarea coeficienților de frecare din cuplele bolț-bucșă, respectiv bucșă-roată de lanț. Reducerea acestor coeficienți de frecare se poate obține prin acțiunea asupra materialelor, tratamentului termic, stării suprafeței și calității lubrifiantului, dar și prin modificarea condițiilor de funcționare.

Reducerea coeficientului de frecare determină o reducere de aceeași valoare procentuală a piederilor prin frecare. În figura 6.10 sunt prezentate comparativ momentul relativ datorită frecărilor pentru lanțul cu bucșe B7, la un coeficient de frecare µ1 și moment relativ pentru varianta de reducere a coeficientului de frecare µ1 cu 10%. Se poate observa că reducerea pierderilor prin frecare în lanț este de aproximativ 10%.


48

Fig. 6.10 Variația momentului de frecare teoretic în funcție de turație pentru lanțurile cu bucșe

B7 la turația de 3000rpm; valori procentuale din Mf la 1000rpm, 1kN

Dacă o reducere a temperaturii uleiului de la 115°C la 90°C ( diferență de 22%) produce o

reducere determinată a coeficientului de frecare de 7.8%, se poate concluziona că o reducere în domeniul de funcționare de 10 - 15% a temperaturii uleiului poate conduce la reducerea pierderilor prin frecare proporțional, cu 3.5 - 5.5%. Aceasta se poate obține constructiv prin măsuri de răcire a uleiului utilizat la ungerea lanțului.

Realizarea unor construcții mai precise, cu abateri de pas controlate între pasul măsurat pe lanț și pasul măsurat pe roata de lanț conduce la reducerea pierderilor prin frecare prin reducerea unghiurilor de contact între bucșe și roata de lanț și a lungimii traiectoriei parcurse de punctul de contact dintre bucșă și roata de lanț.

Având în vedere dependența direct proporțională a pierderilor prin frecare de mărimea diametrelor bucșelor și a bolțurilor, se impune o proiectare care să minimizeze dimensiunile articulațiilor, ținând seama, bineînțeles și de criteriul primordial al durabilității.

Se recomandă limitarea vitezei periferice a lanțului, care conduce la limitarea componentei forței centrifuge din lanț. Aceasta se poate obține prin micșorarea mărimii pasului lanțului cu respectarea criteriului durabilității, fără a modifica regimul de turație.

0

50

100

150

200

250

300

350

0

1000

2000

3000

4000

5000

Mom

ent

rela

tiv

[%

]

Turație [rpm]

F=0.5kN_µ1 teoretic-10% F=0.5kN_µ1 teoretic

F=1kN_µ1 teoretic-10% F=1kN_µ1 teoretic



lanț B7

µ1 , µ1-10%


49

7. Concluzii finale, contribuții originale și valorificarea rezultatelor

7.1. Concluzii finale și contribuții originale

În urma elaborării acestei teze, autoarea a formulat următoarele concluzii finale: • Pe baza măsurătorilor momentelor de frecare datorită lagărelor s-a constatat că momentele

de frecare prezintă o tendință de creștere la creșterea turației, iar momentul de frecare măsurat în lagăre crește cu creșterea forței de pretensionare și scade cu creșterea temperaturii uleiului de răcire.

• Momentul de frecare datorat lanțului este influențat atât de variația turației, a temperaturii, a forței de pretensionare, cât și de valorile dimensionale ale lanțului, care pentru turații mari, contribuie la amplificarea momentelor de frecare prin aportul componentei forței centrifuge, care tensionează suplimentar lanțul.

• Pentru o temperatură constantă de funcționare, momentul de frecare datorat lanțului are o creștere din ce în ce mai mică cu creșterea forței de pretensionare, ceea ce indică scăderea coeficientului de frecare la creșterea forței și încadrează condițiile de frecare din articulațiile lanțului în zona frecării mixte spre limită.

• În aceleași condiții de forță de tensionare și turație, creșterea temperaturii uleiului de ungere determină creșterea pierderilor prin frecare, ceea ce indică prezența cu preponderență a condițiilor de frecare mixtă spre limită în articulațiile lanțului.

• Contactul între bolț și bucșa lanțului cu bucșe este caracterizat de pierderi prin frecare ce influențează funcționarea transmisiei; acest contact a fost studiat pe articulații separate bolț-bucșă, cu ajutorul tribometrului UMT și a modulului bloc-pe-cilindru; s-a constatat că pe măsură ce forța de apăsare crește, coeficientul de frecare scade, ceea ce încadrează tipul de frecare dintre bolț și bucșa lanțului cu bucșe în zona frecării limită.

• Coeficienții statici de frecare între lanțul cu bucșe și roata de lanț au fost determinați utilizând un dispozitiv de testare de tipul tribometrului cu plan înclinat, rezultând valori mai mici ale coeficienților statici de frecare în cazul testărilor fără ulei, comparativ cu testările în baie de ulei, la care valorile sunt cele mai mari ca rezultat al fenomenului de adeziune, atât pentru lanțurile cu bucșe B8, cât și pentru B9.

• Au fost obținute valori mai mari ale coeficienților statici de frecare între lanțul cu bucșe și roata de lanț, pentru lanțul cu bucșe B8, comparativ cu lanțul cu bucșe B9, demonstrând că valoarea coeficientului static de frecare este influențată de variația parametrilor dimensionali ai lanțului cu bucșe și ai roții de lanț.

• Momentele de pornire a mișcării de rostogolire a roții de lanț pe lanț în transmisia prin lanțurile cu bucșe au valori mai mici în cazul testărilor fără ulei, comparativ cu testările în baie de ulei, caz în care valorile sunt cele mai marica rezultat al fenomenului de adeziune, atât pentru lanțurile cu bucșe B8, cât și pentru B9.

• Momentele de pornire a mișcării de rostogolire pentru roțile de lanț B9 sunt mai mari comparativ cu cele pentru roțile de lanț B8, pentru toate tipurile de lubrifiere, datorită dimensiunilor mai mari ale roților de lanț B9, comparativ cu roțile de lanț B8.

• Pierderile prin frecare sunt influențate de zona de contact dintre elementele articulațiilor unui ansamblu lanț - roată de lanț prin unghiurile de contact și prin lungimea parcursă în mișcarea relativă.

• Tranziția profilului între zonele de contact ale profilelor ISO se face mai brusc decât între zonele de contact ale profilului ASME. Acest lucru poate produce vibrații la intrarea și ieșirea lanțului de pe roată. Utilizarea celor șapte zone de contact ale profilului ASME poate prezenta un avantaj în optimizarea contactului dintre roata de lanț și bucșe.

• În urma modelării geometrice, au fost determinate punctele de contact și unghiurile de contact între bucșe și profilul ISO al roții de lanț pentru lanțuri cu 3 tipuri de pași, în funcție de alungirea maximă admisă: pasul minim reprezintă pasul standard al lanțului, pasul mediu


50

reprezintă alungire cu 0.1% din pasul lanțului, iar pasul maxim, alungire 0.2% din pasul lanțului. S-a constatat că unghiurile de contact pentru lanțul cu pas maxim au valori mai mari și variații mai mari între două unghiuri consecutive de rotire a roții de lanț, decât în celelalte 2 cazuri.

• Unghiurile maxime de contact între lanțul cu bucșe și roțile de lanț cresc la creșterea abaterii de pas a lanțului.

• Creșterea unghiului de contact între prima bucșă și roata de lanț conduce la creșterea forței normale în zona de contact, a șocurilor apărute în ansamblul lanț-roată de lanț, a frecărilor și a uzurilor. O măsură pentru reducerea pierderilor prin frecare și a uzurilor apărute între lanț și roata de lanț este micșorarea unghiului de contact dintre bucșe și roata de lanț.

• În funcție de pozițiile ecliselor pentru zalele aflate în contact cu profilul roții, contactele de putere pot avea o configurație diferită. Pentru poziționarea eclisei exterioare în partea inferioară a contactului (cazul I), forța de frecare se transmite între bolț-bucșă-roata de lanț, iar pentru poziționarea eclisei interioare în partea inferioară a contactului (cazul II), forța de frecare se transmite între bucșă și roata de lanț, bolțul fiind considerat liber la încărcare, o consecință a diferențelor de pas și a jocurilor din lanț. Cele două cazuri ale contactului bolț - bucșă - roată sunt valabile pentru toate zonele de intrare și ieșire ale lanțului de pe roata de lanț conducătoare și de pe cea condusă.

• Momentul datorită frecărilor între bolț-bucșă-roata de lanț pentru poziționarea eclisei exterioare în partea inferioară a contactului lanț-roată de lanț (cazul I), poate fi determinat în funcție de lucrul mecanic efectuat între bolț și bucșă, de lucrul mecanic efectuat între bucșă și roata de lanț și de unghiul de rotire, φ. Lucrul mecanic efectuat între bucșă și roata de lanț datorită rotirii relative a bucșei se poate determina în funcție de forțele de frecare între bucșă și roata de lanț.

• Momentul datorită frecărilor între bolț-bucșă-roata de lanț pentru poziționarea eclisei interioare în partea inferioară a contactului lanț-roată de lanț (cazul II) poate fi determinat în funcție de lucrul mecanic efectuat între bucșă și roata de lanț și de unghiul de rotire, φ.

Principalele contribuții originale elaborate în aceasă teză se referă la: • analiza critică a stadiului actual privind transmisiile prin lanț cu bucșe în vederea

identificării limitelor cercetării în domeniu și formulării obiectivelor; • realizarea unei proceduri și a unui program de testare a pierderilor prin frecare în lanțuri și

lagăre; • realizarea unei proceduri și a unui dispozitiv pentru determinarea momentului de frecare

datorită lagărelor, utilizând configurația standului de testare a lanțurilor; • realizarea determinărilor experimentale și interpretarea rezultatelor experimentale și

teoretice ale pierderilor prin frecare datorită lagărelor; • elaborarea unei metode de transpunere a forțelor de tracțiune din contactul real între bolț și

bucșă în forțe de compresiune, ca urmare a adaptării la posibilitățile tribometrului de tip UMT; • proiectarea, validarea prin metoda elementului finit și manufacturarea unui dispozitiv de

testare a contactului între bolț și bucșă, adaptat la tribometrul tip UMT, care să permită realizarea mișcării de rotație alternativă relativă a celor două elemente în contact;

• realizarea determinărilor experimentale și interpretarea rezultatelor privind coeficienții de frecare la contactul între bolț și bucșă;

• stabilirea metodei de testare pentru determinarea coeficienților statici de frecare în ansamblul lanț - roată de lanț: inversarea mișcării de rotație utilizând rostogolirea naturală a roții de lanț peste lanț, sub acțiunea câmpului gravitațional;

• realizarea unui dispozitiv de prindere-fixare a segmentelor de lanț, a unui ansamblu ax-roți dințate și a unui sistem de lubrifiere, care să poată fi montate pe un tribometru cu plan înclinat, în vederea determinării coeficienților statici de frecare din contactele lanț-roată de lanț;


51

• realizarea și interpretarea determinărilor experimentale ale coeficienților statici de frecare utilizând dispozitivul de prindere-fixare a segmentelor de lanț și a unui ansamblu ax-roți dințate, în diferite condiții de lubrifiere;

• determinarea analitică a momentelor de pornire a mișcării de rostogolire a roților de lanț pe baza principiului de funcționare al tribometrului cu plan înclinat;

• analiza comparativă a două tipuri de geometrii ale profilurilor roților de lanț: standardul american ASME și ISO, din punct de vedere al zonelor de contact și al parametrilor dimensionali;

• determinarea unghiurilor de contact dintre bucșă și roata de lanț, pentru roata de lanț cu profil mediu și pas al lanțului cu bucșe cu variație de 0, 0.1% și, respectiv, 0.2%;

• modelarea statică a transmisiei prin lanțuri cu bucșe B7, B8 și B9; determinarea forțelor care influențează pierderile prin frecare din transmisie în funcție de pozițiile ecliselor pentru zalele aflate în contact cu profilul roții de lanț;

• identificarea a două faze în mișcarea relativă dintre elementele lanțului și dinții roților de lanț, cu particularități specifice în modelarea matematică a pierderilor prin frecare între bolț și bucșă, respectiv, bucșă și roată de lanț;

• determinarea analitică cu ajutorul pachetului software Mathcad a forțelor totale și momentelor datorate frecărilor între bolț și bucșă, în funcție de diferite forțe de pretensionare a lanțului, turația arborelui de intrare și 3 valori de coeficienți de frecare teoretici;

• determinarea influenței forțelor de frecare datorită contactului bucșă - bolț, comparativ cu influența forțelor de frecare datorită contactului bucșă – roată asupra pierderilor prin frecare totale din transmisia prin lanțul cu bucșe;

• analiza și interpretarea comparativă a rezultatelor teoretice și experimentale privind forțele care influențează pierderile prin frecare din transmisia prin lanțurile cu bucșe B7, B8 și B9;

• formularea de recomandări pentru optimizarea transmisiilor prin lanț din punct de vedere al reducerii pierderilor prin frecare.

7.2. Diseminarea rezultateor

Cercetările efectuate în vederea elaborării prezentei teze de doctorat au fost valorificate prin: • 3 articole în reviste indexate sau cotate ISI:

1) Todi-Eftimie A.L., Velicu R., Saulescu R., Jaliu C. (2013). "Bearing Friction Vs. Chain Friction

for Chain Drives". ICAEMT Conference indexed in Scopus, EI Compendex. Advanced Materials Research (ISI), Vols.753-755, Ed. Trans Tech Publications, Switzerland, 2013, pp.1110-1113.

2) Todi-Eftimie A.L., Eftimie L. (2013). "Influence of the contact sliding surface shape on wear development during reciprocating movement". Metalurgia International (ISI), Vol. 18, Special Issue Nr. 5, 2013, p.159.(factor de impact = 0.134)

3) Todi-Eftimie A.L., Eftimie L. (2011) “Reliability upgrade during impact of steel surfaces”, Indexed in Scopus. MetalurgiaInternational vol.XVI Special Issue no.4 (2011), ISSN 1582-2214, p54-57, EdituraStiintifica F.M.R., Bucharest, Romania; (factor de impact = 0.084)

• 7 articole indexate BDI (în reviste& volume de conferinţe internaţionale):

1) Todi-Eftimie A.L, Velicu R.G., Brands C., Schlerege F., Lates M.T. (2014). "Friction in bearings

of parallel axes transmission". 6-th International Conference on Advanced Concepts in Mechanical Engineering, Iunie 12-13, 2014, Iaşi, Romania. Published in Applied Mechanics and Materials vol.658, pp.371-376. (ISI in print).

2) Todi-Eftimie A.L, Bobancu S.E.A., Gavrila C.C., Eftimie L. (2014). "Static Friction Coefficient into Cylindrical Joints Assemblies". 8-th International Conference on Tribology BALKANTRIB’14, 30.10 .-1.11.2014, Sinaia, Romania, ISBN-978-973-919-570-8. (ISI in print).


52

3) Todi-Eftimie A.L, Velicu R.G., Lates M.T. (2014). "Testing of Friction in Bearing Mountings". 8-th International Conference on Tribology BALKANTRIB’14, 30.10 .-1.11.2014, Sinaia, Romania, ISBN-978-973-919-570-8. (ISI in print).

4) Todi-Eftimie AL, Eftimie L. (2014). "Contributions to reliability improvement of sliding contact faces", ”Modern Computer Applications in Science and Education”, pag. 181-185, 2014 WSEAS Ungaria. ISBN: 978-960-474-363-6.

5) Velicu R, Lates MT, Saulescu R, Todi-Eftimie AL. (2013). "Theoretical and experimental study of friction in bearing mountings", IBERTRIB 2013, VII Iberian Conference on Tribology, Porto, 2013.

6) Todi-Eftimie A.L, Velicu R., Saulescu R., Jaliu C. (2013). "Geometric modelling of power joints from bush chain drives", The 11-th IFToMM Intl. Symposiun of Science of Mechanisms and Machines, Vol.18, Conference of SYROM, Ed. Ion Visa, Brasov, Nov.2013, published in Springer, ISBN 978-3-319-01844-7 (Print), ISSN 2211-0984, pp. 471-479, 2013.

7) Jaliu C., Todi-Eftimie A.L., Saulescu R. (2012). "Solutions to optimize transmission chains characteristics", Proceedings of the Anual Session of Scientific Papers "IMT Oradea - 2012", Vol. XI (XXI), Nr.2, ISSN 1583-0691, Ed. Universitatii din Oradea, 2012.

• 2 lucrări susţinute în conferințe

1) Velicu R., Brands C., Schlerege F., Saulescu R., Todi-Eftimie A.L. (2013). “Frecare în lagăre și

frecare în articulațiile lanțului la transmisii prin lanț”, Conferinta "Zilele Academiei de Stiinte Tehnice din Romania", Brasov, 04-05.10.2013.

2) Todi-Eftimie A.L. (2012). "Dispozitiv de prindere specializat pentru testări tribologice a unei zale de lanţ". Revista Școlii Doctorale: Creativitate și inventică, sesiunea a XIV-a, mai 2012, Ed. Univ. Transilvania, Brasov, ISSN 2067-3086.

• cerere brevet de invenţie:

Todi-Eftimie A.L, Papuc R., Velicu R.G., Bobancu S.E.A., Eftimie L. (2014). "Dispozitiv destinat determinării coeficienților statici de frecare de rostogolire - alunecare". Cerere de brevet de invenție, Nr.int.BPI: 122/24.06.14, Registratura OSIM: Nr. A/00654 din 28.08.2014.

7.3. Direcții viitoare de cercetare

Rezultatele studiului teoretic și experimental al pierderilor prin frecare din transmisia prin lanț cu bucșe realizate în cadrul tezei de doctorat permit extinderea cercetărilor în cadrul unor teme de cercetare viitoare și anume:

• studiul teoretic și experimental al influenței numărului de dinți și al raportului de transmitere asupra pierderilor prin frecare din transmisiile prin lanț;

• studiul experimental al frecării dintre bucșă și roata de lanț pe cuple individuale, în diverse condiții de funcționare;

• dezvoltarea, în continuare, a modelului teoretic al pierderilor prin frecare în transmisiile prin lanț, cu luarea în considerare a deformațiilor elastice sau termice ale elementelor componente ale transmisiei;

• realizarea unui model teoretic care să țină seama de comportamentul dinamic al cuplelor de frecare.


53

Bibliografie (selecție dintr-un total de 106 referințe bibliografice)

[Ada,2001] ADAMS J.B., HECTOR L.G. Jr, SIEGEL D.J., HUALIANG, Y. and JUN, Z. (2001). Adhesion, lubrication and wear on the atomic scale, în: Surface And Interface Analysis, Ed. John Wiley & Sons, p.619-626. DOI: 10.1002/sia.1089

[Bak, 2009] BAKHSHALIEV V.I. (2009). The problem of mathematical simulation of rolling friction, în: Journal of Friction and Wear 30, nr. 5, p. 305-308. ISSN 1068-3666

[Bob,2004] BOBANCU S. (2004). Brevet nr. 25. Romania.

[Bow,1945] BOWDEN F.P., MOORE A.J.W. (1945). Adhesion of Lubricated Metals, în: Nature 155, 04, p.451-452. DOI:10.1038/155451a0.

[Buc,1981] BUCKLEY D. (1981). Surface effects in adhesion, friction, wear, and lubrication. Ed. Elsever Scientific Publishing Co. 5. ISBN: 0-444-41966-7.

[Cho,2009] CHO D.-H, LEE Y.-Z. (2009). Evaluation of ring surfaces with several coatings for friction, wear and scuffing life, în: Science Direct, Vol.19, Issue 19, p.992-996.

[Con1,1989] CONWELL, J., JOHNSON,G.E. (1989). Design, construction, and instrumentation of a machine to measure tension and impact forces in roller chain drives. Ed. Vanderbilt University. Study based on the Ph.D. dissertation.

[Con2,1989] CONWELL J., JOHNSON G.E. (1989). Experimental investigation of chain tension and roller sprocket impact forces in roller chain drives. Study based on a Ph.D. dissertation, at Vanderbilt University.

[Con,1996] CONWELL J., JOHNSON G.E. (1996). Experimental investigation of link tension and roller-sprocket impact in roller chain drives, în: Mechanism and Machine Theory, Vol. 31, Nr.4, p.533-544.

[Con,2004] CONSTANTIN, V., PALADE V. (2004). Organe de maşini şi mecanisme. Ed. Fundaţiei Universitare “Dunărea de Jos”, Vol. 1. ISBN 973-627-164-1

[Coz,2004] COZMA R. (2004.). Elemente fundamentale de tribologie, frecare-ungere. Ed. Matrix Rom. ISBN 973-685-861-8

[Fag,2013] FAGHIHNEJAD A., ZENG H. (2013). Fundamentals of Surface Adhesion, Friction, and Lubrication, în: Polymer Adhesion, Friction, and Lubrication, Ed. John Wiley & Sons, Hoboken, USA. DOI: 10.1002/9781118505175.ch1.

[Fau,2004] FAUR N. (2004). Mecanica materialelor.Notiuni fundamentale, statica, solicitari simple. Bucuresti.

[Fin,2011] FINK T., BODENSTEIN H. (2011) Friction Reduction Potentials in Chain Drives. MTZ worldwide, Vol.72. Accesat in 08.2014 pe www.iwis.de/en/.

[Gaf,1983] GAFITANU M.. (1983). Organe de mașini, Vol. II. Ed. Tehnică, București.

[Gar,2012] GARCIA J.M., MARTINI A. (2012). Measured and Predicted Static Friction for Real Rough Surfaces in Point Contact, în: ASME Journal of Tribology,Vol.134, Issue 3. Ed. American Society of Mechanical Engineers. DOI:10.1115/1.4006.

[Hip,2005] HIPPMANN G., ARNOLD M, SCHITTENHELM M. (2005). Efficient simulation of bush and roller chain drives, în: Multibody Dynamics, ECCOMAS Thematic Conference.

[Hol,2012] HOLMBERG K., ANDERSSON P., ERDEMIR A. (2012). Global energy consumption due to friction in passenger cars, în: Tribology International, Vol. 47, Issue 14. doi:10.1016/j.triboint.

[Hum,2009] HUMMEL J.( 2009).Randomized chain system - Brevet nr. US7500928B2. USA.

[Hya,2001] HYAKUTAKE T., INAGAKI M., MATSUDA M., HAKAMADA N., TERAMACH Y. (2001). Measurement of friction in timing chain, în: JSAE Review Vol.22, Issue 5.

[Ina,2006] INA FAG. (2006). Catalog Walzlager. Schaeffler Gruppe Industrie.

[Isp,2008] ISPOLOV Y O. (2008). Contact interactions in the problem of tooth chain transmission dynamics, în ENOC 2008.

[Jal,2012] JALIU C., TODI-EFTIMIE A.L., SAULESCU R. (2012). Solutions to optimize transmission chains characteristics, în: Proceedings of the Anual Session of Scientific Papers "IMT Oradea - 2012" (Universitatea din Oradea) Vol.XI, Issue 2. ISSN 1583-0691.


54

[Kim,1990] KIM M. S., JOHNSON E.G. (1990). Mechanics of Roller Chain-Sprocket Contact. Design Laboratory, Mechanical Engineering, and Applied Mechanics. Ed. Ann Arbor University of Michigan. MI 48109-2125.

[Kim,1993] KIM M. S., JOHNSON E.G. (1993). A general multi-body dynamic model to predict the behavior of roller chain drives at moderate and high speeds. Editor Ann Arbor University of Michigan. MI 48109-2125.

[Mar,2007] MARTINI A., ZHU D., WANG Q. (2007). Friction Reduction in Mixed Lubrication, în: Tribol Lett, Vol. 28, p.139-147. DOI 10.1007/s11249-007-9258-1.

[Man,2011] MANG, T., BOBZIN, K., et al. (2011). Industrial tribology: tribosystems, friction, wear and surface engineering, lubrication. Ed.Wiley-VCH, Weinheim. 672 p. ISBN: 978-3-527-32057-8.

[Met1,2008] METIL’KOV S. , BEREZHNOI S.B., YUNIN V.V. (2008). Wear of hinges in roller drive chain, în: Russian Engineering Research Vol.28, Issue 9, p.839-844. ISSN 1068-798X

[Met2,2008] METIL’KOV S. , YUNIN V.V. (2008). Influence of wear of a roller drive chain on transmission fitness, în: Russian Engineering Research Vol.28, Issue 8, p.741-745. ISSN 1068-798X

[Mor,1927] MORSE, F. L. (1927). Brevet nr. US1651832. USA.

[Mot,2006] MOTT P. J. (2006). Brevet nr. US20060276286A1. USA.

[Muh,2008] MUHS D., WITTEL H., JANNASCH D., VOSSIEK J. (2008). Roloff/Matek - Organe de masini, Vol.II. Ed.Matrix Rom, Bucuresti. ISBN 978-973-755-412-3

[Naj,1983] NAJI M., MARSHEK K. (1983). Analysis of sprocket load distribution, în Mechanism and Machine Theory, Vol.18, Nr.5, p.349-356.

[Pas,2001] PASCOVICI M. C. (2001). Elemente de tribologie. Ed.Bren, Bucuresti. ISBN 973-8143-41-1.

[Pav,1977] PAVELESCU D., MUŞAT M., TUDOR A. (1977). Tribologie. Ed. Didactică şi Pedagogică, Bucuresti.

[Ped,2004] PEDERSEN L. (2004). Simulation and analysis of roller chain drive systems. Ed. Technical University of Denmark . Danish Center for Applied Mathematics and Mechanics, Vol.92. ISBN 8790416120, 9788790416126, ISSN 0903-1685.

[Ped,2005] PEDERSEN L. (2005). Model of contact between rollers and sprockets in chain-drive systems, în: Archive of Applied Mechanics, Vol. 74, p.489-508.

[Per,2009] PEREIRA C. (2009). A methodology for the generation of models for multibody chain drives. 7th EUROMECH Solid Mechanics Conference.

[Per,2011] PEREIRA C. ABROSIO J, RAMALHO A. (2011). Contact mechanics in a roller chain drive using a multibody approach. 13th World Congress in Mechanism and Machine Science.

[Per,2013] PEREIRA C. ABROSIO J, RAMALHO A. (2013). Verification process of cylindrical contact force models for internal contact modeling. World Academy of Science, Engineering and Technology, Vol.77, p.250-260.

[Pfe,2008] PFEIFFER F. (2008). Mechanical System Dynamics. Lecture Notes in Applied and Computational Mechanics, Vol.40. Ed. Springer, Berlin. ISBN: 978-3-540-79435-6, ISSN 1613-7736

[Phi,2007] PILIPENKO O. (2007). Synthesis of chain drives based on dynamic methods, new materials and technologies. Faculty of Technical Sciences.

[Pop,1985] POPINCEANU N., GAFITANU M., DIACONESCU E.,CRETU S., MOCANU D.R. (1985). Fundamental problems of rolling contact (Probleme fundamentale ale contactelor cu rostogolire). Ed. Tehnica, Bucuresti.

[Rem,1997] REMUS S.(1997). Tribologie, privire de ansamblu, frecarea. Ed. Universitatea Gh. Asachi, Iasi.

[Roo,2011] ROOIJ M. (2011). Brevet nr. US8029398. USA.

[Sch,2000] SCHWADERLAPP M., KOCH F., DOHMEN J. (2000). Friction Reduction - the Engine’s Mechanical Contribution to Saving Fuel.FISITA World Automotive Congress,Vol 8, Seoul, Korea.

[Ser,2009] SERGEEV S.A., MOSKALEV D.V. (2009). Parametric Optimization of Chain-Transmission Sprockets, în: Russian Engineering Research, Vol. 29, Nr. 5, p.452–455. ISSN 1068-798X.

[Tay,1998] TAYLOR C. (1998). Automobile engine tribology—design considerations for efficiency and durability, în Wear, Vol.221, Issue 8.


55

[Tod,2011] TODI-EFTIMIE A.L., EFTIMIE L. (2011). Reliability upgrade during impact of steel surfaces. Metalurgia International, Vol. XVI, p.54-57. Ed. Stiintifica F.M.R. ISSN 1582-2214

[Tod1,2013] TODI-EFTIMIE A.L, VELICU R., SAULESCU R., JALIU C. (2013). Geometric modelling of power joints from bush chain drives, în: The 11-th IFToMM Intl. Symposiun of Science of Mechanisms and Machines Vol.18, p.471-479. Ed. Ion Visa. ISBN 978-3-319-01844-7, ISSN2211-0987.

[Tod2,2013] TODI-EFTIMIE A.L., EFTIMIE L. (2013). Influence of the contact sliding surface shape on wear development during reciprocating movement. Metalurgia International,Vol. 18, Issue 5, 159p.

[Tod3,2013] TODI-EFTIMIE A.L., VELICU R., SAULESCU R., JALIU C. (2013). Bearing Friction Vs. Chain Friction for Chain Drives, în: ICAEMT Conference indexed in EI Compendex. Advanced Materials Research, Vol.753-755, p.1110-1113.

[Tod2,2014] TODI-EFTIMIE A.L., VELICU R., BRANDS C., SCHLEREGE F., LATES M.T. (2014). Friction in bearings of parallel axes transmission, în: Advanced Concepts in Mechanical Engineering.

[Tod1,2014] TODI-EFTIMIE, A.L., R PAPUC, R.G. VELICU, S. BOBANCU, și L. EFTIMIE. (2014). Cerere de brevet de inventie, Nr.int.BPI: 122/24.06.14, Registratura OSIM: Nr. A/00654 din 28.08.2014.

[Tor,2006] TORDION G. V. (2006). Mechanical design handbook. Preluat pe 05 2012, de pe: www.digitalengineeringlibrary.com

[Tos,2011] TOSHIHIKO A., HIROKI I., et al. (2011). Oil-free chain. US Brevet US7914409B2.

[Tud,2004] TUDOR A. (2004). Organe de maşini – Note de curs, Partea a doua. Ed.Universitatea Valahia Târgovişte.

[Tud,2006] TUDOR A. (2006). Proiectarea transmisiilor mecanice. Ed.BREN, Bucuresti. ISBN 973-8143-26-8.

[Tun,2004] TUNG S.C., McMILLAN M.L. (2004). Automotive tribology overview of current advances and challenges for the future, în: Tribology International, Vol.37, Issue 7, p.517-536. doi:10.1016/j.triboint.2004.01.013.

[Uch,1990] UCHAEV P.N., MAKOVETSKII S.I., TKACHENKO V.N. (1990). Design of sprockets for high-speed chain transmissions. Vol. 11, p.25-27.

[Vel,2013] VELICU R., LATES M.T., SAULESCU R., TODI-EFTIMIE A.L. (2013). Theoretical and experimental study of friction in bearing mountings.” IBERTRIB 2013, VII Iberian Conference on Tribology.

[Wil,2011] WILLIAMS J. (2011). Engineering tribology. Cambridge University Press.

[Yak,2001] YAKUTAKE T., INAGAKI M., MATSUDA M., HAKAMADA N. (2001). Measurement of friction in timing chain, în: Society of Automotive Engineers of Japan, Vol.22, p.343-347. Preluat pe 05 2012, de pe: www.elsevier.com/locate/jsaerev .

[ASME B29.100] ASME B29.100-2011: Precision power transmission roller chains, attachments and sprockets.

[ISO606:2004] Short pitch transmission precision bush chains and chain wheels, ISO 606:2004.

[Ibt] IBT - Industrial solutions. 2013. Preluat pe 03 16, 2015, de pe

http://primemover.ibtinc.com/grease-analysis-in-the-field-1/

[Ift] IFT - Schaeffler Germany. Preluat pe 10 2012, de pe www.schaeffler.com

[Iwi] IWIS. Preluat pe 10 2013, de pe www.iwis.de/en/

[Rol] Roller chain catalogue. Preluat pe 05 2012, de pe www.renold.com

[Sch] Schaeffler Romania. Preluat pe 05 2012, de pe www.schaeffler.ro

[Tsu] Tsubakimoto Chain Co. (1997) The Complete Guide to Chain, U.S. Preluat pe 05 2012, de pe

http://chain-guide.com/toc.html


56



Doctorand: Conducător ştiinţific:

ing.TODI-EFTIMIE Alina Luciana prof.univ.dr.ing. JALIU Codruţa

REZUMAT

Cuvinte-cheie: frecare, transmisie prin lanț cu bucșe, determinări experimentale, modelări

teoretice

Obiectivul general al tezei de doctorat constă în eficientizarea transmiterii de putere prin

studiul teoretic și experimental al pierderilor prin frecare din transmisia prin lanț cu bucșe. În

urma analizei critice a stadiului actual au fost identificate limitele cercetărilor în domeniu, au fost

conturate noi direcții de cercetare și au fost formulate obiectivele operaționale ale tezei.

Utilizând un stand pentru testarea transmisiilor prin lanț s-au determinat pierderile prin

frecare datorită lanțului cu bucșe, pe o transmisie etalon, în diverse condiții de funcționare. Au

fost stabilite metode și realizate dispozitive pentru determinarea pierderilor prin frecare în lanț ca

diferență între pierderile prin frecare totale și pierderile prin frecare datorită lagărelor din

transmisie.

Pe baza modelelor matematice și a unor dispozitive specializate au fost determinați

coeficienții de frecare din cuplele lanțului cu bucșe și anume, între bolț și bucșă, și între lanțul cu

bucșe și roata de lanț. În timpul funcționării, contactele de putere dintre elementele transmisiei

prin lanț, și anume între bolțuri, bucșe și roata de lanț au o mișcare relativă între momentul intrării

și ieșirii lanțului de pe roată.

Pornind de la ecuații de echilibru ale transmisiei prin lanț, au rezultat relații de calcul a

forțelor totale și momentelor datorate frecărilor între bolț și bucșă, pentru fiecare punct al

transmisiei. Pentru studiul contactelor dintre elementele lanțului cu bucșe și roata de lanț au fost

realizate modele geometrice în care s-au simulat contactele între bolț, bucșe și roata de lanț.

Modelul teoretic poate fi considerat ca unul preliminar, acoperind cu o precizie acceptabilă gama

de tipodimensiuni de lanțuri analizate, pentru sarcini mici-medii. În urma analizei rezultatelor

determinărilor experimentale și modelărilor teoretice realizate în prezenta teză, au fost formulate

recomandări pentru optimizarea transmisiilor prin lanțul cu bucșe, din punct de vedere al reducerii

pierderilor prin frecare, și au fost conturate noi direcții de cercetare.


57

Theoretical and experimental study of friction losses

in bush chain transmissions

Ph.D. Student: Scientific coordinator:

Eng.TODI-EFTIMIE Alina Luciana Prof.Univ.PhD.Eng. JALIU Codruţa

ABSTRACT

Keywords: friction, bush chain transmission, experimental results, theoretical modelling

The main objective of the doctoral thesis is to improve the efficiency of bush chain

transmissions, using theoretical and experimental analysis of friction losses. From the critical

analysis of the current state, new research directions have been established.

Using a chain transmission testing rig, the friction losses in bush chains has been

determined, using a standard transmission under different testing conditions. Various methods and

testing devices have been realized to determine the friction losses due to bush chain functioning,

as difference between total friction losses and bearings friction losses.

The friction losses in the bush chains contacts between pins and bushes and between chain

and sprocket, have been determined using mathematical expressions and specialized devices.

During transmission functioning, the contact areas between chain transmission elements, namely

between pins, bushes and sprocket, have a relative movement when entering or leaving the

sprocket.

Starting from equillibrium equations of the chain transmission, the total forces and torques

due to chain friction losses in each point of the transmission have been expressed. To study the

contacts between bush chain components and sprocket, geometrical models have been realized to

simulate the contacts between pins, bushes and sprocket. The theoretical model can be considered

preliminary, covering with an acceptable precision the range of chain tipodimensions analyzed,

for small to medium loads. The analisys of experimental results and theoretical models realized in

this thesis, were followed by several recomandations to optimize bush chain transmissions in

reducing the friction losses and by new research posibilities.


58

Curriculum Vitae

Date personale Nume TODI-EFTIMIE Alina Luciana

Adresă 13 Decembrie Nr. 15, cp:500199, Brașov Telefon 0765.436558 E-mail [email protected]

Locul și data nașterii Brașov, 27.02.1986

Studii 2011-2015

Doctorat Universitatea “Transilvania” Braşov, România; Facultatea:

Design de Produs şi Mediu; Departamentul: Design de Produs, Mecatronica si Mediu

Teza: Studiul teoretic și experimental al pierderilor prin frecare din transmisia prin lanț cu bucșe; Conducător: prof.univ.dr.ing. Codruța JALIU

2009-2011 Masterat

Universitatea “Transilvania” Braşov, România; Facultatea de Ştiinţa şi Ingineria Materialelor, Departamentul: Ingineria sudării materialelor avansate

Disertația: Cercetări privind incinerarea deşeurilor de polimeri

Conducător: prof.univ.dr.ing. ȚIEREAN H.Mircea

2005-2009 Licență

Universitatea “Transilvania” Braşov, România; Facultatea de Inginerie Tehnologică, Departamentul: Design Industrial (eng.)

Disertația: Study and research on sliding wear response of advanced plastic materials for reciprocating compressors

Conducători: prof.univ.dr.ing. BOBANCU Şerban

conf.univ.dr.ing.COZMA Rodica

Experiență profesională 2006-prezent Inginer proiectant - Braflex s.r.l.

Limbi străine Engleză Nivel avansat

Germană Nivel de bază

Aptitudini profesionale -coordonator proiectare Catia V4, V5 (2D,3D) -programare PowerMill, FeatureCAM -alte softuri cunoscute: Unigraphics, AutoCad, SolidWorks, PowerShape, CimcoEdit, ANSA, ADAMS, 3DMax, Mathcad, MicrosoftOffice

Publicații 18 lucrări științifice (7 indexate ISI, 13 ca prim autor) 2 cereri de brevet


59

Curriculum Vitae

Personal data Name TODI-EFTIMIE Alina Luciana

Adress 13 Decembrie Nr. 15, cp:500199, Brașov Telephone 0765.436558

E-mail [email protected] Date and place of birth Brașov, 27.02.1986

Studies 2011-2015

PhD. “Transilvania” University of Braşov, Romania; Faculty: Product

Design and Environment; Department: Product Design, Mechatronics and Environment

Thesis: Theoretical and experimental study of friction losses in bush transmission chains; Supervisor: prof.univ.dr.ing. Codruța JALIU

2009-2011 MSc.

“Transilvania” University of Braşov, Romania; Faculty: Science and Materials Technology, Department: Welding engineering of advanced materials

Thesis: Researches in polymer waste incineration

Supervisor: prof.univ.dr.ing. ȚIEREAN H.Mircea

2005-2009 Bachelor

“Transilvania” University of Braşov, Romania; Faculty: Technological Engineering, Department: Industrial Design (Eng)

Thesis: Study and research on sliding wear response of advanced plastic materials for reciprocating compressors

Supervisors: prof.univ.dr.ing. BOBANCU Şerban

conf.univ.dr.ing.COZMA Rodica

Professional experience 2006-present Design engineer - Braflex s.r.l.

Languages English Advanced level German Base level

Professional competences -design department coordinator in Catia V4, V5 (2D,3D) -programming in PowerMill, FeatureCAM -other known softwares: Unigraphics, AutoCad, SolidWorks, PowerShape, CimcoEdit, ANSA, ADAMS, 3DMax, Mathcad, MicrosoftOffice

Publications 18 scientific papers (7 indexed ISI, 13 as first author) 2 patent proposals

Documents

ing. Alina Luciana TODI-EFTIMIE - old.unitbv.roold.unitbv.ro/Portals/31/Sustineri de doctorat/Rezumate2015/TodiEftimieAlina.pdf · cuprinse în aceast ă lucrare valorile absolute