Analiza stadiului actual privind transmisiile bicardanice

Analiza stadiului actual privind transmisiile bicardanice

Transmisiile cardanice au o istorie impresionanta, cu nume ilustre de cercetatori, inventatori si constructori, cum sunt: Leonardo da Vinci (1493), G. Cardano (1557), R. Hooke (1664), I. Newton (1675), J.V. Poncelet (1824), R. Willis (1841), F. Reuleaux (1875), M. d'Ocagne (1918) si multi altii.

In evolutia    transmisiilor cardanice se evidentiaza bogate contributii aduse, in acest domeniu, prin: lucrari stiintifice, teze de doctorat, contracte de cercetare stiintifica, monografii, manuale de proiectare, inventii etc.

Se remarca astfel, prin preocuparile in acest domeniu, nume ca: Bussien, Kutzbach, Dietz, Reuthe, Wieland, Reinecke, Ileri, Meyer zur Capellen, Denavit si Hartenberg, Bouchard, Guimbretiere, Spehr, Raht, Dudita, Philipp, Wagner, Freudenstein, Radulescu, Perfiliev, Kojevnikov, Duffy si inca multi altii.

Dintre numeroasele variante cunoscute, cuplajele cardanice articulate duble (denumite si cuplaje bicardanice) au cea mai indelungata si mai larga utilizare industriala, in special in industria automobilelor, ca cuplaje unghiulare cu capacitate portanta ridicata si cu capacitate unghiulara mare.

Automobilele si apoi locomotivele reprezinta primele si cele mai generoase domenii de aplicabilitate ale cuplajelor cardanice; in cazul automobilelor, aceste aplicatii, devenite de mult clasice, se refera cu precadere la transmiterea homocinetica a turatiei si cuplului, de la cutia de viteze sau de la cutia de distributie, la puntile motoare, iar in cazul locomotivelor, de la transmisia turbohidrodinamica la boghiurile motoare. In ambele situatii, transmiterea puterii are loc in conditiile existentei unor miscari relative intre caroserie si punti/boghiuri. In timp, datorita calitatilor tehnico-economice evidente, aplicatiile cuplajelor cardanice s‑au extins in domenii dintre cele mai diverse: autospeciale (cu destinatie militara, pentru stingerea incendiilor, macarale pe roti, incarcatoare pe roti, excavatoare pe roti etc.), mijloace de transport acvatice si aeriene, masini agricole, masini unelte, utilaje dintre cele mai variate (din industria metalurgica, industria lemnului, industria hartiei, industria textila, industria chimica, constructia de drumuri si sosele etc.), roboti industriali etc. Devine astfel explicabila aparitia si dezvoltarea, pe plan mondial, a unor firme specializate in fabricarea transmisiilor cardanice, destinate atat mijloacelor de transport, cat si aplicatiilor industriale.

Printre primele cercetari, care abordeaza tematica influentei impreciziilor asupra cinematicii transmisiilor bicardanice, se remarca lucrarea publicata de Austin, Denavit si Hartenberg (1965) [1] si teza de doctorat elaborata de C.D. Radulescu (1970) [87]. Stabilind ca excentricitatile nu influenteaza functia de transmitere a miscarii de rotatie, Radulescu studiaza, in teza si in lucrarile publicate pe aceasta tema [86,87], influentele impreciziilor unghiulare si identifica gradul de influenta al acestora.   

Una dintre cele mai recente cercetari, in domeniul modelarii influentei impreciziilor asupra comportarii cinematice a mecanismelor bicardanice, este publicata de I.S. Fischer si R.N. Paul in Transactions of the ASME (1991) [54]. Ei pornesc de la rezultatele lui Daffy (1980), care se ocupa de cazurile mecanismelor bicardanice de tip: 1R-1C-4R, 1R- 1C-3R-1P, 3R-1C-2R si 3R-1C-1R-1P, si-si propun sa modeleze cinematica mecanismului bicardanic de tip 5R-1C (R= cupla de rotatie, C= cupla cilindrica, P= cupla prismatica sau de translatie).

Spre deosebire de Uicker, Denavit si Hartenberg (1964), care modeleaza o problema de acelasi tip prin matrice de tip 4x4, Fischer si Paul folosesc pentru modelare numerele duale in varianta matriceala de tip 3x3. Rezultatele teoretice sunt verificate cu ajutorul unui stand experimental. Lucrarea insista asupra influentei pe care o are "unghiul de faza relativ" (diferenta dintre unghiul de defazare al celor doua articulatii cardanice si unghiul dintre planele asociate celor doua articulatii) asupra abaterii de la homocinetism.

Un exemplu reprezentativ de modelare cinematica, prin care se urmareste cresterea momentului transmis (fara modificarea dimensiunilor radiale), este tratat in teza elaborata de Pennig (1991) [81] si in lucrarea [104], elaborata de Seeliger si Pennig (1992).

Cercetarile efectuate se refera la optimizarea transmisiilor bicardanice, cu inele cardanice, utilizate in laminoare.

La aceleasi dimensiuni radiale, cresterea momentului de torsiune transmis solicita cresterea diametrului rulmentilor din cuplele inelului cardanic; pentru a evita, pe de o parte, blocarea prin lovirea dintre elemente si, pe de alta parte, reducerea exagerata a zonei utile din peretii inelului, este necesara introducerea unei excentricitati intre axele de rotatie ale inelelor. In conditiile transmisiei bicardanice homocinetice, aceste excentricitati induc, in cupla de translatie a arborelui intermediar, deplasari relative nedorite si implicit pierderi energetice prin frecarea de alunecare.

In marea varietate de utilaje, in care sunt folosite transmisii cu articulatii cardanice, laminoarele ocupa o pozitie favorizata.

Tinand seama ca, in conditiile laminoarelor, unghiurile dintre arbori sunt foarte mici (<<) si turatiile sunt foarte reduse, conditia de homocinetism isi pierde prioritatea. In aceste conditii, cei doi autori au propus montarea sinfazata a cuplajelor (heterocinetism teoretic maxim).

In urma modelarii cinematice, pe baza metodei Denavit-Hartenberg, au rezultat urmatoarele concluzii: unghiurile dintre arbori fiind foarte mici, abaterea de la homocinetism este relativ redusa, iar translatia relativa din canelurile arborelui intermediar devine nesemnificativa.

O alta directie de optimizare, realizata prin utilizarea de cruci cardanice cu axe excentrice, se refera la cresterea unghiului dintre arborii extremali ai cuplajului bicardanic folosit in puntile motoare si directoare ale autocamioanelor.

Solutia a fost propusa de constructori [121,125] si modelata analitic de teoreticieni [19,21,62].

Pentru sinteza optimala a mecanismului derivat din aceasta articulatie, Dudita si Diaconescu (1981) [19] propun o modelare cinematica bazata pe o metoda matriceala de tip Denavit-Hartenberg si formuleaza un algoritm de sinteza optimala.

Principalul dezavantaj al acestui mecanism se refera la translatia relativa din cupla cilindrica, iar principalul avantaj la realizarea unor unghiuri de bracare de =.

In aceste conditii, s-ar putea usor crede ca domeniul transmisiilor cardanice este deja un domeniu inchis. O analiza atenta a problemei evidentiaza insa un dezacord, mai greu de sesizat, intre teoreticieni, pe de o parte, -constructori si proiectanti, pe de alta parte. Acest dezacord se manifesta practic prin aceea ca proiectantii si constructorii evita sa utilizeze transmisiile bicardanice excentrice.

Principalii factori care genereaza acest dezacord se refera la anumite limite ale modelarilor cinematice si dinamice; dintre acestea se remarca:

a)      Complexitatea ridicata si existenta unor inexactitati strecurate in unele modele;

b)      Nedeterminarile de calcul si, mai ales, de interpretare care insotesc modelele existente;

c)      Necorelarea modelarilor existente cu problemele propriu-zise de proiectare.

In acest proiect sunt efectuate studii si simulari privind optimizarea cinematica si dinamica a transmisiilor bicardanice excentrice, in vederea generalizarii calculului acestor marimi cu ajutorul calculatorului. In lucrare au fost abordate si rezolvate toate obiectivele propuse, dupa cum urmeaza:

S-au sistematizat solutiile reprezentative existente in practica industriala si s-au precizat principalele limite ale acestora aceasta etapa a constat in cercetare sistematica a surselor informationale, sistematizarea critica a rezultatelor existente in conformitate cu dezideratele proiectului, precum si consultatea specialistilor in domeniu. In urma acestei etape s-au identificat variantele de transmisii bicardanice excentrice de tip 3RT3R in varianta sinfazata si ortofazata (fig. 1 si 2).

S-a conceput un model general destinat clasei cuplajelor bicardanice excentrice. Rezolvarea acestui obiectiv s-a realizat prin:

a)      identificarea domeniului de aplicabilitate, restrictiilor si criteriilor care asigura evaluarea calitativa si cantitativa a preformantelor necesare

b)      identificarea structurii generale a clasei de cuplaje bicardanice excentrice si pe baza acesteia se vor identifica formalismele de modelare adecvata;

c)      generarea unor modele generale pentru atingerea obiectivelor propuse in cazul clasei de cuplaje bicardanice excentrice

Rezultatele acestei etape sunt descrise in rezumatul lucrarii.

S-a conceput un model general destinat clasei transmisiilor bicardanice excentrice. Acest obiectiv s-a realizat prin:

a)      identificarea domeniului de aplicabilitate, restrictiilor si criteriilor care asigura evaluarea calitativa si cantitativa a preformantelor necesare;

b)      identificarea structurii generale a clasei de transmisii bicardanice excentrice si pe baza acesteia se vor identifica formalismele de modelare adecvata;

c)      generarea unor modele generale pentru atingerea obiectivelor propuse in cazul clasei de transmisii bicardanice excentrice.

Rezultatele acestei etape sunt descrise in rezumatul lucrarii.

S-au elaborat variante structurale noi cu performante superioare Pe baza rezultatelor reiesite din activitatile anterioare se identifica metodele intuitive si discursive adecvate in generarea inovativa de solutii optime pentru clasa de transmisii abordata. S-au propus astfel doua variante noi de tip 7R si 8R (fig. 2 si 3).

S-au elaborat o serie de concluzii si recomandari pentru proiectare care reies din analiza critica a rezultatelor obtinute, prin simulari numerice pe calculator, in cazul unor exemple reprezentative de transmisii cardanice excentrice.