theoretical and experimental research regarding ...old.unitbv.ro/portals/31/sustineri de...

Universitatea Transilvania din Braşov

Ing. Radu PAPUC

Cercetări teoretice și experimentale pentru optimizarea

tribologică a sistemului de compensare a jocurilor din

transmisiile de distribuţie cu lanţ

Theoretical and experimental research regarding

tribological optimization of the clearences compensation

system within timing chain transmissions

Conducător ştiinţific

Prof. dr. ing. Codruţa JALIU

BRAȘOV, 2015

MINISTERUL EDUCAŢIEI ȘI CERCETĂRII ȘTIINȚIFICE

UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRAŞOV

Bd Eroilor 29, 500036 Brașov, România, Tel/Fax: +40-268-410525, +40-268-412088

www.unitbv.ro

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

COMPONENŢA

Comisiei de doctorat

Numită prin ordinul Rectorului Universităţii „Transilvania” din Braşov

Nr. 7434 din 21.07.2015

PREŞEDINTE: Prof.dr.ing. Olimpiu MUNTEANU,


CONDUCĂTOR ŞTIINŢIFIC: Prof.dr.ing. Codruța JALIU


REFERENŢI: Prof.dr.ing. Ioan DOROFTEI

Universitatea Tehnică ”Gheorghe Asachi” din Iași

Prof.dr.ing. Vasile BOLOŞ

Universitatea ”Petru Maior” din Târgu Mureş

Prof.dr.ing. Radu VELICU


Data, ora şi locul susţinerii publice a tezei de doctorat: 30 Septembrie 2015, ora

900, sala Căsuța Solară, 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.

http://www.unitbv.ro/

Cuprins

1

CUPRINS

Pagina

teza rezumat

INTRODUCERE 6 5

1. STADIUL ACTUAL AL CERCETĂRILOR PRIVIND SISTEMUL DE

ÎNTINDERE AL TRANSMISIILOR PRIN LANŢ UTILIZATE LA

AUTOVEHICULE

8

6

1.1. Consideraţii generale 8 6

1.2. Sisteme de întindere. Construcţie şi tipologie 9 -

1.3. Stadiul actual al modelării și testării sistemelor de întindere a lanţurilor 20 6

1.4. Concluzii 22 8

1.5. Obiectivele tezei 23 8

2. MODELAREA GEOMETRICĂ A CONTACTULUI PATINĂ/LANŢ 24 9

2.1. Tipurile de contact patină/lanţ 24 9

2.2. Modelul geometric al contactului patină/lanţ 25 9

2.3. Concluzii și contribuții originale 36 14

3. MODELAREA DISTRIBUȚIEI DE PRESIUNI ÎN CONTACTUL

PATINĂ/LANŢ DINŢAT

38

15

3.1. Materiale antifricţiune 38 -

3.2. Modelarea ansamblului patină – lanț dințat cu elemente finite 40 15

3.3. Studiul tensiunilor, deplasărilor și a presiunilor de contact 42 16


4. MODELAREA TRIBOLOGICĂ A CONTACTULUI PATINĂ-LANŢ

DINŢAT

61

19

4.1. Distribuția forțelor normale pe eclisele dințate 61 19

4.2. Distribuția presiunii pe lungimea de contact a ecliselor dințate 66 21

4.3. Distribuția presiunii pe lăţimea de contact a ecliselor dințate 80 25


5. DETERMINAREA EXPERIMENTALĂ A COEFICIENŢILOR DE

FRECARE DIN CUPLA PATINĂ – LANŢ DINŢAT

89

27

5.1. Aspecte tribologice privind fenomenul frecării 89 -

5.2. Descrierea standului experimental (tribometrul prismatic) și a

dispozitivului de prindere – fixare

90

27

5.3. Studiul presiunilor de contact 95 28

5.4. Metodologia de testare și prelucrare a datelor 100 -

5.4.1. Programul de testare și metodologia de prelucrare a datelor 100 -

5.4.2. Procedurile experimentale și determinarea coeficienților de frecare

statici

100

-

5.5. Determinarea experimentală a frecării în contactul eclisă dinţată – patină 107 29

5.5.1. Descrierea tribometrului UMT și a dispozitivelor de testare 108 30

5.5.2. Studiul presiunilor de contact 115 31

Cuprins

2

5.5.3. Metodologia de testare și prelucrare a datelor 123 -

5.5.4. Determinarea experimentală a coeficientului de frecare dinamic 123 32


6. DETERMINAREA EXPERIMENTALĂ A PIERDERILOR PRIN

FRECARE DIN SISTEMUL DE COMPENSARE A JOCURILOR DIN

TRANSMISIILE DE DISTRIBUŢIE CU LANŢ

140

37

6.1. Descrierea standului de încercări tribologice IFT și a sistemului de

întindere.

141

38

6.2. Proceduri experimentale și determinarea momentului de frecare 143 38


7. RECOMANDĂRI, CONCLUZII FINALE ŞI CONTRIBUŢII

ORIGINALE. DISEMINAREA REZULTATELOR

157

44

7.1. Recomandări privind optimizarea sistemului de compensare a jocurilor din

transmisiile de distribuţie cu lanț

157

44

7.2. Concluzii finale și contribuții originale 157 45

7.3. Diseminarea rezultatelor 160 48

7.4. Direcţii viitoare de cercetare 162 49

BIBLIOGRAFIE 163 50

Scurt rezumat (română) 173 53

Scurt rezumat (engleză) 173 54

Curriculum Vitae (română) 174 55

Curriculum Vitae (engleză) 175 56

Notă: Pentru capitole, subcapitole, figuri, relaţii şi bibliografie, în rezumat s-au păstrat numerele

de ordine din teză.

Content

3

CONTENT

Page

thesis summary

INTRODUCTION 6 5

1. STEATE OF ART OF THE RESEACHES ON THE TENSIONING

SYSTEMS USED IN AUTOMOTIVES CHAIN DRIVES

TRANSMISSIONS

8

6

1.1. Generalities 8 6

1.2. Tensioning systems. Design and typology 9 -

1.3. State of art of the chain drives tensioning systems modeling and testing 20 6

1.4. Conclusions 22 8

1.5. Thesis aims 23 8

2. GEOMETRICAL MODELING OF THE GUIDE/CHAIN CONTACT 24 9

2.1. Contact types 24 9

2.2. The geometrical model of the chain/guide contact 25 9

2.3. Conclusions and original contributions 36 14

3. TRIBOLOGICAL MODELING OF THE GUIDE/TOOTHED CHAIN

CONTACT

38

15

3.1. Low friction materials 38 -

3.2. Finite element modeling of the guide/toothed chain assembly 40 15

3.3. Stresses, displacements and contact pressures 42 16


4. TRIBOLOGICAL MODELING OF THE GUIDE/TOOTHED CHAIN

CONTACT

61

19

4.1. The normal forces distribution on the toothed links 61 19

4.2. The contact pressure distribution on the toothed links contact length 66 21

4.3. The contact pressure distribution on the toothed links contact width 80 25


5. FRICTION COEFFICIENTS EXPERIMENTAL DETERMINIG

BETWEEN GUIDE – TOOTHED CHAIN

89

27

5.1. Tribological aspects of the friction phenomenon 89 -

5.2. Experimental stand and fixing device description 90 27

5.3. Study of the contact pressures 95 28

5.4. Testing and data processing methodology 100 -

5.4.1. The testing program and the data processing methodology 100 -

5.4.2. The testing procedures and static friction coeffients determination to

the sliding

100

-

5.5. Experimental determination of the friction in the guide/toothed link contact 107 29

5.5.1. Description of the UMT tribometer and of the testing devices 108 30

5.5.2. Study of the contact pressures 115 31

4

5.5.3. Testing and data processing methodology 123 -

5.5.4. Experimental determination of the dynamic friction coefficient 123 32


6. EXPERIMENTAL DETERMINATION OF THE FRICTION LOSES IN

THE CLEARANCE COMPENSATING SYSTEMS FROM THE

DISTRIBUTION CHAIN DRIVES

140

37

6.1. General description of IFT stand 141 38

6.2. Experimental procedures and determination of the friction torque 143 38


7. RECOMMENDATIONS, FINAL CONCLUSIONS. AND ORIGINAL

CONTRIBUTIONS. DISSEMINATION OF THE RESULTS

157

44

7.1. Recommendations on clearence compensation system optimization 157 44


7.3. Dissemination of the results 160 48

7.4. Future research directions 162 49

REFERENCES 163 50

ABSTRACT (romanian) 173 53

ABSTRACT (english) 173 54

Curriculum Vitae (romanian) 174 55

Curriculum Vitae (english) 175 56

Note: For chapters, subchapters, figures, equations and references, in the abstract, the numbering

from the thesis were kept

Cercetări teoretice și experimentale pentru optimizarea tribologică a sistemului de compensare a

jocurilor din transmisiile de distribuție cu lanț

5

INTRODUCERE

Dezvoltarea și optimizarea transmisiei de distribuție a motoarelor cu combustie internă, în

condiţiile economiei de piaţă, presupun utilizarea de tehnici avansate şi instrumente adecvate de

calcul, analiză, modelare virtuală și optimizare. Unul din subansamblurile componente supuse

procesului de optimizare este sistemul de compensare a jocurilor. Astfel, în procesul de concepţie

şi execuţie a transmisiei de distribuție se acordă o atenție deosebită optimizării tribologice a

sistemului de compensare a jocurilor din transmisiile de distribuție cu lanț. Modelarea lanțului și

a sistemului de întindere a lanțului prin utilizarea softurilor comerciale de analiză şi optimizare a

comportamentului static și de prototipare virtuală a devenit o necesitate.

Teza de doctorat „Cercetări teoretice și experimentale pentru optimizarea tribologică a

sistemului de compensare a jocurilor din transmisiile de distribuţie cu lanţ”, structurată pe 7

capitole, se înscrie în acest context prin: proiectarea şi modelarea sistemului de întindere a lanțului,

studiul static şi prototiparea virtuală prin utilizarea a două dintre cele mai performante softuri de

modelare si analiză cu elemente finite (pachetele software Ansys și Catia). Considerând ca

principal criteriu de optimizare micșorarea frecărilor din sistem, cercetările s-au desfășurat în zona

determinărilor experimentale și a studiului teoretic al fenomenelor tribologice care caracterizează

pierderile prin frecare din sistemele de întindere ale lanțurilor de distribuție. În lucrare, rezultatele

referitoare la valorile obținute pentru mărimi de bază ca momente de frecare și coeficienți de

frecare sunt prezentate, cu mici excepții, sub formă de valori relative sau procentuale, exprimând

dependențe de parametri pentru care sunt utilizate valori absolute. Acest fapt a fost impus de

anumite condiții de confidențialitate rezultate din încadrarea acestei cercetări în contractul “Chain

Drive System Dynamic Friction”.

Această teză de doctorat a fost realizată sub conducerea ştiinţifică a doamnei

prof.univ.dr.ing. Codruţa Jaliu, căreia doresc să îi mulţumesc pentru ajutorul, îndrumarea

ştiinţifică şi sprijinul moral acordate în vederea realizării tezei.

Dezvoltarea lucrării a fost posibilă datorită proiectului de cercetare mai sus menționat, 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.

De asemenea, adresez calde mulțumiri echipei de cercetare a Universității Transilvania din

Brașov, din proiectul mai sus menționat 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.

Mulțumesc conducerii Institutului de cercetare-dezvoltare al Universității Transilvania

pentru punerea la dispoziție a infrastructurii necesare cercetării întreprinse.

Mulţumiri familiei, pentru sprijin şi înţelegere pe toată perioada elaborării tezei.



6

1. STADIUL ACTUAL AL CERCETĂRILOR PRIVIND SISTEMUL DE

ÎNTINDERE AL TRANSMISIILOR PRIN LANŢ UTILIZATE LA

AUTOVEHICULE

1.1. CONSIDERAŢII GENERALE

Funcţionarea tuturor sistemelor mecanice presupune existenţa unor interacţiuni între

elementele aflate în mişcare relativă. Din punct de vedere mecanic dar şi din punct de vedere al

mişcării, o interacţiune presupune dezvoltarea unor forţe şi a unor momente. În acelaşi timp însă,

orice interacţiune constituie o energie pierdută prin frecare, care se manifestă la nivelul

suprafeţelor elementelor aflate în interacţiune, precum şi o sursă de deteriorare a suprafeţelor aflate

în contact, prin dezvoltarea unor procese complexe de uzare.

Studiul critic al stadiului actual în domeniu identifică procesul de evoluţie al sistemelor de

întindere a transmisiilor prin lanţ şi precizează parametrii care îl definesc, prezentând efectul static

şi dinamic, ca o funcţie de cauză. Orice noutate apărută în construcţia acestor sisteme are o

motivaţie precisă, fiind remarcată şi analizată cu atenţia cuvenită. A fost elaborată o teorie fizico-

fenomenologică a acestor sisteme de întindere, care permite o nouă abordare în cercetarea

ştiinţifică specifică a acestora. Analiza stadiului actual permite adaptarea soluţiilor optime de

îmbunătăţire a parametrilor calitativi ai sistemului de întindere a transmisiilor prin lanţ în faza de

concepţie, execuţie şi exploatare a acestora.

1.2.4. Sisteme de întindere a lanţurilor

În funcție de modul de acționare, au fost identificate în literatură trei tipuri de sisteme, care

pot tensiona lanțul unei transmisii a unui motor cu combustie. Acestea pot fi:

sisteme de întindere fixe - în acest caz, prin fixarea pe blocul motor, se realizează întinderea

ramurii pasive a lanțului (tabelul 1.3);

sisteme de întindere acționate cu ajutorul unor lamele elastice - au în componență o lamelă

elastică, care asigură întinderea ramurii pasive a lanțului (tabelul 1.4);

sisteme de întindere acționate cu ajutorul unor pistoane hidraulice - cele mai utilizate,

întrucât pistoanele hidraulice asigură întinderea ramurii pasive a lanțului pe o perioadă mai

îndelungată (tabelul 1.5).

1.3 STADIUL ACTUAL AL MODELĂRII ȘI TESTĂRII SISTEMELOR

DE ÎNTINDERE A LANŢURILOR

În acest subcapitol sunt analizate comparativ, din punct de vedere al structurii şi conţinutului

o serie de teorii de modelare, respectiv, proceduri de testare utilizate în prezent pentru sistemele

de întindere a lanţurilor de transmisie.



7

Tabelul 1.3. Tipologia şi construcţia sistemelor de întindere fixe

A. Sistem de întindere fix

[Suz 1991]

B. Sistem de întindere fix

[Dem 1998]

1- lanț; 2- patină; 3- gaură de fixare;

4- suportul patinei; 5- cleme de fixare

1- patina; 2- suport patină;

3- găuri de fixare

Tabelul 1.4. Tipologia și construcția sistemelor de întindere acționate cu lamele elastice

A. Sistem de întindere acţionat elastic

[Sim 1995]

B. Sistem de întindere acţionat elastic

[Lud 2007]

1- lanț; 2- patina superioară; 3- găuri de

fixare; 4- lamelă elastică; 5- patina inferioară

1- lanț; 2- patina de întindere; 3- foaia arc;

4- roata conducătoare; 5- patina de ghidare;

6- roata condusă

Tabelul 1.5. Tipologia și construcția sistemelor de întindere acționate cu pistoane hidraulice

A. Sistem de întindere dublu, acţionat

hidraulic [Mor 2011]

B. Sistem de întindere acţionat hidraulic

[Kom 2008]

1- roțile conduse; 2- patinele de întindere; 3-

lanț; 4- piston hidraulic; 5- găuri de fixare;

6- roata conducătoare; 7-baza punţii

1 - piston hidraulic patină; 2 - lanţ; 3 - roțile

conduse; 4 - patina de întindere; 5 - roata

conducătoare; 6 - patina de ghidare



8

Astfel, Jippe van Ruiten a evidențiat faptul că, pentru a menţine tensiunea în lanţ pe durata

de viaţă a motorului trebuie utilizată o patină de întindere pe partea pasivă a lanţului, iar pentru a

preveni vibraţiile trebuie instalate patine de ghidare. Aceste patine, care intră în contact cu lanţul,

sunt realizate din poliamidă nearmată PA66 sau PA46. Testele au fost dezvoltate pe un motor

complet încălzit până la 90°C, temperatura fiind măsurată în baia de ulei. Condițiile frecării din

motor au fost reprezentate cât mai fidel, folosind un tribometru. Măsurătorile obținute au confirmat

un coeficientul de frecare cu 20 – 30% mai mic al lui PA66 față de PA46 [Rui 2012].

Analiza cu element finit reprezintă un bun reper pentru testările efectuate pe diferite

standuri. Această idee a fost aplicată de J. Vlastnik si V. Pistek, care prezintă o transmisie prin

lanț, fiecare element fiind analizat individual și integrat în sistem. În urma analizei, s-a constatat

că transmisiile prin lanț au un comportament dinamic complex, care provoacă probleme în

simularea dinamică. S-a constatat că, la viteze mici, sistemul este în parametrii stabiliți dar, cu cât

vitezele cresc, apar tensiuni la patinele de întindere [Vla 2009].

1.4. CONCLUZII

O analiză critică a stadiului actual privind sistemele de întindere a lanţului de transmisie din

componenţa unui motor cu combustie internă a permis formularea următoarelor concluzii:

C1: O variantă de sistematizare a sistemelor de întindere a lanţului de transmisie o reprezintă

modul de acţionare, care poate fi: a) hidraulic, b) acţionat cu element elastic şi c) fix.

C2: Principalele dificultăţi care limitează ciclul de viaţă al patinei se referă cu precădere la

poziţia şi tipul de acţionare, natura materialului şi performanţele tehnico-economice raportate la

condiţiile de exploatare.

C3: Datorită mişcării relative în zona de contact patină - lanţ, frecarea apare ca proces

independent, care acţionează direct asupra calităţii componentelor. Reducerea frecării cu câteva

procente în zona de contact patină-lanţ şi pe întreg sistemul de transmisie reprezintă o modalitate

de eficientizare și o reducere a consumului de carburant.

C4: Progresele tehnologice înregistrate în ultimii ani se axează cu precădere pe evoluţia

performanţelor materialului patinei (PA66, PA46), respectiv, pe utilizarea acţionării hidraulice,

dar în descrierea acestor soluţii nu există informații cu privire la reducerea coeficientului de frecare

din contactul patină -lanţ.

1.5. OBIECTIVELE TEZEI

În urma studiului literaturii de specialitate în domeniu respectiv a concluziilor rezultate,

obiectivul principal al tezei de doctorat se referă la optimizarea tribologică a sistemului de

compensare a jocurilor din transmisiile de distribuție cu lanț, prin modelarea, testarea şi

optimizarea contactului patină de întindere – lanţ.

Realizarea obiectivului principal presupune rezolvarea următoarelor obiective operaţionale:



9

O1: Modelarea geometrică a contactelor patină - lanț dințat.

O2: Analiza tensiunilor şi a presiunilor de contact din sistemul de compensare a jocurilor.

O3: Modelarea tribologică a contactului patină - lanţ dințat prin modelarea matematică a

distribuţiei de forțe și a presiunii de contact dintre eclisele lanţului dinţat şi patina de întindere.

O4: Determinarea experimentală a coeficienţilor de frecare din cupla patină – lanţ dinţat a

sistemului de compensare a jocurilor din transmisiile de distribuţie cu lanţ.

O5: Determinarea experimentală a pierderilor prin frecare din sistemul de compensare a

jocurilor din transmisiile de distribuţie cu lanţ.

O6: Validarea rezultatelor teoretice în vederea optimizării sistemului de compensare a jocurilor

din transmisiile de distribuţie cu lanţ.

2. MODELAREA GEOMETRICĂ A CONTACTULUI PATINĂ/LANȚ

DINȚAT

2.1. TIPURILE DE CONTACT PATINĂ/LANȚ DINȚAT

Funcționarea corectă a unei transmisii prin lanț este determinată esențial de dispunerea

adecvată a patinei de întindere, a montajului și, respectiv, de lubrifierea corectă. Determinarea

poziției patinei în raport cu lanțul transmisiei presupune, într-o prima etapă, identificarea tipului și

a formei geometrice a contactelor. Suprafețele prin care patina și lanțul transmisiei vin în contact

pot fi reprezentate, în general, sub forma unor cilindri, aceasta reprezentând o bună aproximare a

zonei reale a contactului.

2.2. MODELUL GEOMETRIC AL CONTACTULUI PATINĂ / LANȚ

Complexitatea frecării între patina de întindere şi lanţul dințat al unei transmisii este generată

de un număr mare de factori care acţionează simultan, dintre care uzura are o pondere

semnificativă. În timpul funcţionării transmisiei, patina de întindere şi lanţul sunt supuse la forţe

normale în zonele de contact ale acestora. Analiza geometrică a poziţiei patinei de întindere poate

fi realizată printr-un model matematic al contactului dintre patina de întindere şi lanţul de

transmisie [Lat 2005, Hor 1971].

Raportul de transmitere i este unul dintre principalii parametrii care caracterizează o

transmisie prin lanț, influențând geometria transmisiei cu sistem de întindere.

a) Cazul în care raportul de transmitere este supraunitar, i > 1.

Principalii parametrii geometrici ai transmisiei sunt (fig. 2.1): pasul lanțului, p, distanța

dintre axe, A, diametrele de divizare ale roților de lanț, Dd1,2.



10

Figura 2.1. Schema generală a transmisiei prin lanț cu patină de întindere

Din figura 2.1 se observă că prezența patinei de întindere a lanțului modifică geometria

transmisiei. Parametrii geometrici și funcționali ai contactului dintre patina de întindere și lanț sunt

următorii (fig. 2.1):

L1,2 reprezintă distanţa între centrul roții conducătoare, respectiv, roții conduse și centrul

patinei de întindere;

ϕb1,2 reprezintă unghiul dintre axa roții conducătoare, respectiv, a roții conduse și centrul

patinei de întindere;

ϕc1,2 reprezintă unghiul dintre centrul patinei de întindere și axa roților de lanț;

ξ reprezintă unghiul dintre ramurile lanțului;

β1,2 reprezintă unghiul corespunzător zonei de contact dintre roata conducătoare, respectiv,

roata condusă și lanț;

γ1,2 reprezintă unghiul corespunzător unui pas de lanț pe profilul teoretic al patinei de

întindere Rb;

lc1,2 reprezintă lungimea segmentului de cerc corespunzător unui pas de lanț;

f reprezintă întinderea lanțului (săgeata ramurii antrenate).

Raza teoretică a profilului patinei de întindere, Rb, este dată de relația:

eb hRR , (2.2)

unde R reprezintă raza profilul real al patinei de întindere și he distanța dintre centrele bolțurilor

eclisei dințate și muchia profilului patinei de întindere cu care este în contact.



11

Din relația (2.2) rezultă că raza profilului teoretic Rb al patinei de întindere depinde de raza

profilului real al acesteia și de forma eclisei.

În figura 2.2a este prezentat, în detaliu, contactul dintre suprafața plană a eclisei dințate și

muchia profilului patinei de întindere, definit ca o cuplă cilindru pe plan. În figura 2.2b este

prezentat contactul dintre suprafața curbă a eclisei dințate și profilul patinei de întindere ca o cuplă

de tip cilindru pe cilindru.

Distanța d1,2 dintre centrele roților de lanț O1, respectiv O2 și centrul patinei de întindere,

este dată de relația 2.4 (fig. 2.1):

2

2,12

2,12,12

f

DRLd

d

b ’ (2.4)

unde proiecțiile pe ramura inițial neîntinsă a lanțului ale distanțelor de la centrul roții conducătoare,

respectiv, al roții conduse la centrul patinei de întindere, L1 respectiv L2 sunt date de relația 2.5:

cos21

ALL . (2.5)

a b

Figura 2.2. Contactul dintre profilul patinei de întindere și: a- suprafața plană, b - suprafața curbă

a ecliselor dințate

Unghiul dintre centrele roții conducătoare, respectiv, roții conduse și centrul patinei de

întindere este dat de relația 2.7 (v. fig. 2.1):

d

Lc

2,1

2,1 arccos . (2.7)

Unghiul dintre liniile centrelor patină de întindere-roată și roată conducătoare-roată condusă

este dat de relația 2.8.

2,1

2,1

2,12arccos

d

DR

d

b

b

. (2.8)



12

Unghiurile corespunzătoare arcelor de contact teoretic al liniei lanțului cu patina de întindere

de rază Rb sunt date de relația (v. fig. 2.1):

2,1b2,1c

o

2,1 90 . (2.9)

Lungimile arcelor de cerc corespunzătoare contactului teoretic al liniei lanțului cu patina

de întindere de rază Rb sunt date de relația (v. fig. 2.1):

b02,12,1c R180

l

. (2.10)

Principalul parametru al contactului dintre lanţul dinţat şi patina de întindere este numărul

mediu de eclise nz în contact cu profilul patinei de întindere, foarte important în definirea presiunii

de contact şi a pierderilor prin frecare între lanţul şi patină. Din relațiile anterioare rezultă numărul

mediu de eclise nz în contact cu profilul patinei de întindere:

p

l

p

ln 2c1c

z . (2.11)

Pe baza relaţiilor anterioare şi a particularităţilor geometrice ale transmisiei prin lanţ, în

continuare se determină numărul de eclise dinţate care sunt în contact cu profilul patinei de

întindere, ţinând cont de următoarele date de intrare: p – pasul lanțului; Rb – profilul teoretic al

patinei de întindere; f – săgeata lanțului; A – distanța dintre axe; Dd1,2 – diametrul de divizare al

roților de lanț;i – raportul de transmitere.

Pentru o formă unitară a rezultatelor, toate modelările sunt realizate cu ajutorul variabilelor

relative la pasului lanţului, adică A/p, Rb/p, f/p sau a raportului dintre distanţele de la centrele celor

două roți de lanţ la centrul patinei de întindere, L1/L2.

Astfel, în figura 2.4 este prezentată variația numărului de eclise nz ale lanţului dinţat, în

funcţie de raportul f/p, pentru un domeniu de valori ale raportului A/p care variază în intervalul

25…45, pentru Rb, i cu valori fixe (Rb/p = 16, i = 1.5, L1/L2 = 1). Din această diagramă se poate

observa că, pentru valorile mici ale raportului f/p, numărul de eclise nz este mic (0 pentru f = 0

mm), pentru toate valorile raportului A/p. De asemenea, pentru A/p = 25, valorile lui f/p sunt

limitate de intersecția profilul patinei cu profilul roţii mari de lanţ.

Figura 2.5 prezintă variaţia numărului de eclise nz ale lanţului dinţat în funcţie de raportul

f/p, pentru o valoare dată a raportului Rb/p cuprinsă în domeniul de valori 8…26, respectiv, pentru

valori fixe ale parametrilor A, i (A/p = 30, i = 1.5, L1/L2 = 1). Din această diagramă se poate observa

că, pentru valorile mici ale raportului f/p, numărul de eclise nz este mic, pentru toate valorile

raportului Rb/p. În cazul în care Rb/p tinde către 26 (cazul creşterii razei profilului patinei), profilul

patinei intersectează profilul roţii mari de lanţ pentru valori ridicate ale lui f.



13

Figura 2.4. Variația numărului de eclise nz în funcție de raportul f/p,

pentru diferite valori ale raportului A/p

Figura 2.5. Variația numărului de eclise nz în funcție de raportul f/p,

pentru diferite valori ale raportului Rb/p

În teză sunt prezentate și diagramele de variație a numărului de eclise nz ale lanţului dinţat,

în funcţie de raportul f/p, pentru o valoare dată a raportului L1/L2, respectiv, variaţia numărului de

eclise nz în funcţie de raportul f/p pentru diferite valori ale raportului de transmitere.



14

2.3. CONCLUZII ŞI CONTRIBUŢII ORIGINALE

Problema contactului dintre patina de întindere şi lanţul dinţat al unei transmisii este necesar

a fi abordată pornind de la condiţia funcţionării optime. În construcția sistemelor de întindere a

transmisiilor de distribuție prin lanț se urmărește maximizarea contactului lanț-patină. Prin urmare,

s-a determinat numărul de eclise nz în contact cu profilul patinei, dat de relaţia 2.11. Concluziile

rezultate din simulările numerice efectuate sunt următoarele:

distanţa dintre axele roţilor de lanţ are o influență mare asupra transmisiei, a rezistenţei

lanţului, dar şi a numărului de eclise nz în contact cu profilul patinei de întindere. Se poate

observa că numărul de eclise nz depinde de variaţia celor două rapoarte A/p şi f/p (fig. 2.4);

în aceleaşi condiţii, în cazul raportului unitar de transmitere i, numărul de eclise în contact

cu patina nz calculat pentru raportul A/p = 25 trece de valoarea 15, pe când în cazul lui i >

1, nz nu trece de această valoare, deoarece apare interferenţa geometrică între profilul

patinei şi cel al roţii mari de lanţ;

cercul teoretic al patinei, respectiv, cercul teoretic al bolţurilor în contact cu patina - ale

căror centre formează un poligon regulat cu latura p - evidenţiază faptul că numărul de

eclise nz depinde de valorile rapoartelor Rb/p şi f/p;

datorită conturului poligonal de înfăşurare a lanţului, raportul de transmitere variază ciclic

cu frecvenţa angrenării ecliselor pe roata conducătoare, având o influenţă şi asupra

numărului de eclise nz în contact cu profilul patinei;

determinarea numărul de eclise nz în contact cu profilul patinei de întindere este importantă

într-o transmisie prin lanţ în vederea optimizării geometrice a patinei, a modelării virtuale

şi a analizei cu element finit.

Principalele contribuții originale din acest capitol se referă la:

pentru determinarea numărului de eclise nz în contact cu profilul patinei de întindere, a fost

realizată schema transmisiei prin lanţ cu raportul de transmitere i > 1 și, respectiv, i = 1 și

au fost reprezentate mărimile geometrice reprezentative;

a fost determinată și interpretată variaţia numărului de eclise nz în contact cu profilul patinei

de întindere, cu ajutorul variabilelor asociate pasului lanţului, A/p, Rb/p, f/p, respectiv,

L1/L2, pentru cazul în care raportul de transmitere este i > 1 și, respectiv, i = 1;

au fost evidențiate situațiile geometrice limită pentru care se obțin valorile maxime ale

numărului de eclise nz în contact cu profilul patinei de întindere.

Variaţia numărului de eclise nz în contact cu profilul patinei de întindere, urmează să fie

utilizată în capitolul următor ca şi date de intrare pentru modelarea virtuală și analiza cu element

finit.



15

3. MODELAREA DISTRIBUȚIEI DE PRESIUNI ÎN CONTACTUL

PATINĂ - LANŢ DINŢAT

În acest capitol se prezintă proprietăţile fizico – mecanice ale materialelor folosite la

manufacturarea unor componente ale transmisiei prin lanţ din componența unui motor cu

combustie internă (patina de întindere, eclisele şi bolţurile unui lanţ dinţat), modelarea geometrică

a patinelor de întindere şi sunt analizate contactele unui lanţ cu eclise dinţate cu patina de întindere

din punct de vedere a distribuției de presiuni și tensiuni.

3.2. MODELAREA ANSAMBLULUI PATINĂ – LANȚ DINȚAT CU

ELEMENTE FINITE

În figura 3.1 este prezentat modelul unui ansamblu patină/lanţ dințat (proiectat în softul Catia

V5), care evidenţiază elementele componente ce fac obiectul studiului din acest capitol. Aceste

modele sunt proiectate în softul Catia V5 R19 și sunt importate şi analizate în programul de calcul

cu elemente finite Ansys Workbench R15.

Figura 3.1. Modelul ansamblului patină – lanţ: 1 – eclise de ghidare; 2 – eclise interioare;

3 – eclise exterioare; 4 – element de apăsare; 5 – patină; 6 – bolțuri

Sunt analizate trei modele de patină care diferă între ele prin rază (100, 150, 200 mm), având

în comun valoarea săgeții patinei față de lanț. Se urmărește determinarea stării de deformații,

precum și distribuția tensiunilor dintre componentele de interes aflate în contact, respectiv, eclisele

și patina de întindere. În urma acestor analize statice se urmăreşte, cu precădere, variaţia

presiunilor în zonele de contact. În continuare va fi prezentat doar modelul C de patină, cu raza de

200 mm (fig. 3.2), celelalte modele fiind prezentate pe larg în teză.



16

Figura 3.2. Modelul patină-lanț dințat cu raza de 200 mm

3.3. STUDIUL TENSIUNILOR, DEPLASĂRILOR ŞI A PRESIUNII DE

CONTACT

Pentru fiecare din cele 3 modele, sunt analizate trei cazuri caracterizate prin foțele aplicate

elementului de apăsare:

cazul 1: materialul patinei PA66, Fn = 58 N și μ=0.2;

cazul 2: materialul patinei PA66, Fn = 116 N și μ=0.2;

cazul 3: materialul patinei PA66, Fn = 175 N și μ=0.2.

Se menționează faptul că valorile forțelor aplicate au fost calculate în funcție de valorile forțelor

de tensionare ale lanțului, care au valorile de 500 N, 1000 N și 1500 N. Numărul mediu de zale în

contact cu patina de rază 200 mm este nz = 8.5.

Figura 3.29. Distribuția deplasărilor pentru Fn = 175 N, modelul C



17

În cazul modelului C, din analiza cu element finit rezultă concluzii referitoare la deplasările

maxime, distribuția de presiuni si tensiunile von Mises în ansamblul patină de întindere - lanț. În

continuare sunt prezentate rezultatele analizei cu element finit pentru cazul 3:

- deformația maximă este de 0.10763 mm în zona elementului de apăsare al patinei (fig. 3.29);

- din distribuția tensiunilor echivalente von Mises se obține valoarea maximă de 49.323 MPa,

situată în zona contactului dintre bolț și eclisa dințată (fig. 3.30);

- presiunea maximă obținută la contactul dintre suprafața activă a patinei și eclisele lanțului

dințat este de 5.8911 MPa, poziționată pe eclisele dințate aflate în zona de acțiune a forței

normale (fig. 3.31).

Figura 3.30. Distribuția tensiunilor pentru modelul C, Fn = 175 N

Figura 3.31. Distribuția presiunilor pentru modelul C, Fn = 175 N



18

3.4. CONCLUZII ȘI CONTRIBUȚII ORIGINALE

Modelele elaborate cu ajutorul metodei elementului finit permit o analiză aprofundată a

distribuției tensiunilor von Mises, deformațiilor și a presiunilor de contact dintre eclisele lanțului

dințat și patina de întindere. Au fost identificate valorile presiunilor specifice pe fiecare eclisă în

contact cu patina de întindere. În figura 3.32 este prezentată poziția ecliselor în contact cu profilul

patinei de întindere (unde l este distanța care definește poziția eclisei în contact cu patina, iar p

reprezintă pasul lanțului).

Figura 3.32. Poziția eclisei în contact cu profilul patinei

Rezultatele obținute au permis trasarea de diagrame ale variaţiei presiunilor de contact în

funcţie de poziţia eclisei în contact cu profilul patinei și formularea următoarelor concluzii:

presiunile maxime apar în zonele de acţiune a forţei normale, indiferent de valoarea forței

aplicate pentru toate tipurile de eclisă: interioare și de ghidare (fig. 3.34) sau exterioare

(fig. 3.35); nu există o diferențiere semnificativă între distribuția de presiuni dintre patină

și diversele tipuri de eclise;

diagramele din figurile 3.34 și 3.35 demonstrează că asupra unei eclise în deplasare de-a

lungul patinei presiunea parcurge cel puțin un vârf de presiune cu tendința apariției unui

vârf suplimentar pentru lungimi mai mari de contact pe patină; aceasta observație

sugerează un caracter dinamic al fenomenelor produse la contactul eclisă – patină.

Figura 3.34. Variația comparativă a presiunilor de contact pe eclisele de ghidare

şi interioare pentru R = 200 mm în funcție de raportul l/p și forța de apăsare



19

Figura 3.35. Variația comparativă a presiunilor de contact pe eclisele exterioare

pentru R = 200 mm în funcție de raportul l/p și forța de apăsare

Contribuțiile originale din acest capitol sunt următoarele:

au fost modelate cu ajutorul softului CATIA eclisele lanţului dinţat, bolţurile, respectiv,

patinele (R = 100; 150; 200 mm) și s-au realizat trei modele ale ansamblului patină – lanţ

dinţat;

cele trei modele au fost discretizate cu elemente finite și au fost definite modul de solicitare

şi condiţiile la limită impuse;

s-au obţinut distribuțiile de tensiuni și deformații pentru cele nouă cazuri analizate și s-au

construit diagramele de variaţie a presiunilor de contact.

Evidenţierea presiunilor pe fiecare eclisă în contact cu profilul patinei vor fi utilizate în

capitolul următor ca și date de intrare pentru modelarea tribologică a contactelor patină – lanţ.

4. MODELAREA TRIBOLOGICĂ A CONTACTULUI PATINĂ-LANŢ

DINŢAT

Acest capitol abordează modelarea matematică a distribuţiei forţelor normale și a presiunii

exercitată de filmul de lubrifiant pe lungimea și lățimea de contact a eclisei dinţate. La finalul

capitolului sunt prezentate concluziile referitoare la tranziţia între lubrifierea mixtă şi cea

hidrodinamică pentru contactul dintre patină şi eclisele lanţului dinţat.

4.1. DISTRIBUȚIA FORȚELOR NORMALE PE ECLISELE DINȚATE

Scopul modelărilor din acest capitol este de a determina distribuţia presiunii filmului de

lubrifiant pe suprafețele de contact eclisă-patină (fig. 4.1) pentru succesiunea de poziții de contact

de-a lungul patinei.



20

Pentru descrierea tribologică a contactului dintre eclisă și patină (fig. 4.1), parametrul

necesar este forța normală și nu presiunea maximă determinată în urma simulărilor prezentate în

capitolul 3. Modelul lui Hertz pentru contactul dintre solide oferă corespondența dintre presiunea

maximă din contact și forța normală care o determină. Pe baza relaţiei lui Hertz rezultă expresia

de calcul a lungimii petei de contact, utilă în determinare foţelor pe eclisele în contact cu profilul

patinei.

Figura 4.1. Forma suprafețelor de contact

Pentru o formă generală a rezultatelor, toate analizele sunt bazate pe variabile asociate

mediilor presiunilor rezultate pe eclisele dinţate în contact cu profilul patinei (v. capitolul 3) şi a

raportului F/b (unde F este forța normală pe eclisă, iar b reprezintă lățimea eclisei), respectiv l/p

(unde distanța l definește poziția eclisei pe patină şi p reprezintă pasul lanţului).

În teză sunt prezentate rezultatele obținute pentru cele trei cazuri studiate în capitolul 3

(patine cu razele de 100, 150, respectiv 200 mm). În rezumat este prezentat doar cazul C, la care

variația forţelor normale pe eclisele dinţate se stabilește în funcţie de cele trei forţe (Fn = 58 N,

116 N, respectiv 175 N) aplicate patinei cu raza R = 200 mm. Astfel, diagramele din figurile 4.7,

respectiv 4.8 evidenţiază forţele normale pe eclisele de ghidare interioare, respectiv exterioare în

funcţie de rapoartul l/p, pentru cele trei forţe aplicate patinei cu raza R = 200 mm. Din cele două

diagrame se poate observa că pe unele eclise dinţate, forţele normale sunt mai mari. Acest aspect

poate fi explicat prin faptul că în zonele respective acţionează forţa (Fn) aplicată patinei (v.

capitolul 3).



21

Figura 4.7. Forţele normale pe eclisele de ghidare şi interioare în funcţie raportul l/p, pentru raza

patinei R = 200 mm

Figura 4.8. Forțele normale pe eclisele exterioare în funcție raportul l/p, pentru raza patinei

R = 200 mm

4.2. DISTRIBUŢIA PRESIUNII PE LUNGIMEA DE CONTACT A ECLISELOR

DINŢATE

Contactul tribologic dintre patina de întindere și lanțul dințat este echivalent cu cazul

general a doi cilindri în mișcare relativă, cu peliculă de lubrifiant interpusă. În figura 4.9 sunt

prezentate geometria și parametrii funcționali pentru cupla cu frecare fluidă cilindru pe cilindru.

Pentru cazul studiat, se consideră cupla formată din doi cilindri de raze R1 si R2 cu viteza relativă

U1. Trebuie menţionat faptul că cilindrul de rază R1 reprezintă eclisa dinţată şi se deplasează cu

viteza U1, în timp ce cilindrul de rază R2 reprezintă patina, care este fixă.



22

Figura 4.9. Modelul contactului patină – lanț dințat

Viteza de deplasare a eclisei față de patină este calculată în funcție de turația n1 și diametrul

de divizare Dd1 ale roții de lanț. Se consideră că distribuția presiunii pe adâncimea filmului

lubrifiant, este uniformă, aplicându-se ecuația unidimensională a lui Reynolds. Ținând cont de

relațiile aferente vitezei medii a filmului de lubrifiere, a grosimii filmului de lubrifiant, respectiv

a curburii reduse a cilindrilor, prezentate pe larg în teză, rezultă următoarea formă a ecuației lui

Reynolds:

3

02

21

0

2

02

21

1

20

16

Rh

xh

h

Rh

xh

U

dx

dp . (4.12)

Conform ecuaţiei lui Reynolds, presiunea p care echilibrează forţele exterioare depinde de

grosimea peliculei de lubrifiant. Determinarea distribuției presiunii în zona de contact, a formei

filmului de lubrifiant și, în particular, a grosimii minime a acestui film, presupune rezolvarea

ecuaţiei diferenţiale a lui Reynolds, completată de expresia forţei transmisă de cuplă în funcţie de

distribuţia de presiuni.

Ipotezele în care sunt determinați parametrii filmului hidrodinamic de lubrifiant dintre

eclise și patină, conform metodologiei propuse în această lucrare, sunt:

existența unor suprafețe perfect netede în zona de contact;

comportarea newtoniană a lubrifiantului;



23

neglijarea efectelor termice (se neglijează efectul variațiilor locale de temperatură asupra

vâscozității lubrifiantului și dilatării corpurilor) [Will 2005, Pav 1977, Pop 1985, Sta 2005,

Shi 2012];

presiunea filmului de lubrifiant la ieșirea din zona îngustă este egală cu zero ( 0)x(p )

(zona îngustă este porțiunea dintre eclisă și patină unde presiunea este maximă);

presiune filmului de lubrifiant la intrarea în zona îngustă dintre eclisa dințată și patină este

definită astfel 0

2

l

pp

.

Distribuția de presiune pe lungimea de contact dintre eclisă și patină se obține sub forma din

figura 4.10.

Figura 4.10. Distribuția de presiune pe lungimea de contact eclisă-patină

În teză sunt prezentate rezultatele determinării parametrilor peliculei hidrodinamice de

lubrifiant în puncte succesive ale contactului eclisă-patină, pentru cele trei tipuri de eclise

(exterioare, interioare și de ghidare), pentru cele 3 valori ale razelor patinelor (R = 100, 150, 200

mm) și pentru forța maximă normală de apăsare pe patină Fn = 175 N. În rezumat se vor prezenta

aceste determinări doar pentru patina cu raza de 200 mm, pentru valori ale turației roții

conducătoare n1 = 500...5000 rpm și ale vitezei lanțului U1 = 1...10 m/s. Lanțul dințat selectat este

LD 6,5 cu pasul p = 6,5 mm și lățimea eclisei b = 2 mm, numărul de dinți ai roții de lanț este z =

23 dinți, iar vâscozitatea lubrifiantului este η = 0,025 Pa∙s. Astfel, în figura 4.17 este reprezentată

distribuția presiunilor de contact pe eclisele de ghidare, interioare și exterioare, iar în figura 4.19

este prezentată variația grosimii minime a peliculei de lubrifiant pe eclisele de ghidare, interioare

și exterioare în funcție de poziția eclisei x (fig. 4.9).



24

Figura 4.17. Distribuţia presiunii de contact pe eclisele de ghidare, interioare și exterioare,

pentru raza patinei R = 200 mm, viteza lanțului U1 = 5 m/s

Figura 4.19. Variația grosimii minime a peliculei de lubrifiant pe eclisele de ghidare interioare şi

exterioare, pentru raza patinei R = 200 mm, viteza lanțului U1 = 5 m/s



25

4.3. DISTRIBUȚIA PRESIUNII PE LĂȚIMEA DE CONTACT A ECLISEI DINȚATE

Datorită lățimii reduse a suprafeței portante (lățimea eclisei), ipoteza distribuției uniforme

a presiunii pe lățimea de contact nu poate fi considerată. Pentru rezultate mai apropiate de realitate

se consideră o distribuție parabolică pe lățimea de contact, conform schemei din figura 4.20.

Figura 4.20. Distribuția parabolică de presiune pe lățimea contactului

Pentru o distribuție parabolică, între presiunea maximă și cea medie există relația următoare:

medpp

2

3

max. (4.14)

Considerând ca valoare a presiunii medii valorile rezultate în ipoteza distribuției uniforme de

presiune (pmed (x) = p(x)), rezultă distribuția de presiune pe cele două direcții x și y:

2

4

2

2

)(62

4

2

2

)(max

4),( y

b

b

xp

yb

b

xpyxp . (4.15)

În teză sunt prezentate rezultatele determinării distribuției de presiune eclisă-patină cu

luarea în considerare a distribuției parabolice pe lățimea suprafeței portante, în puncte succesive

ale contactului eclisă-patină, pentru cele trei tipuri de eclise (exterioare, interioare și de ghidare)

pentru cele 3 valori ale razelor patinelor (R = 100, 150, 200 mm) și pentru forța maximă normală

de apăsare pe patină Fn = 175 N (v. capitolul 3). În rezumat sunt prezentate aceste rezultate pentru

cazul patinei cu raza R = 200 mm (figura 4.26).


Din analiza rezultatelor modelării tribologice a contactului dintre patina de întindere și

lanțul dințat, respectiv a distribuției presiunii peliculei de lubrifiant pe lungimea și lățimea eclisei

se desprind următoarele concluzii:



26

Figura 4.26. Distribuţia presiunii pe lăţimea ecliselor exterioare pentru forţa Fn = 175 N şi raza

patinei R = 200 mm

la trecerea unei eclise a lanțului dințat peste patina de întindere se parcurge un proces cu

creștere și descreștere a presiunii; pentru o viteză a lanțului de 5 m/s, au rezultat vârfuri de

presiune de maxim 4 MPa pentru patina cu raza minimă analizată, R = 100 mm;

vârfurile de presiune au valori apropiate pentru toate cele 3 tipuri de eclise ale lanțului

dințat;

odată cu creșterea razei patinei, vărfurile de presiune scad aproximativ proporțional; la raza

R = 200 mm, vârfurile de presiune pentru o viteză a lanțului de 5 m/s se situează la

aproximativ 2 MPa; aceasta se datorează atât modificării curburii reduse a suprafețelor

cuplei cât și creșterii numărului de eclise în contact cu patina;

creșterea razei patinei determină o tendință de variație pulsatorie a presiunii în procesul de

trecere a eclisei peste patină, cu două sau chiar 3 vârfuri de presiune;

vârfurile de presiune determină și valorile minime ale grosimii peliculei de lubrifiant;

pentru o viteză a lanțului relativ mare, de 5 m/s, s-ar obține grosimi minime ale peliculei

de lubrifiant de 10-15 m pentru raza de 200 mm a patinei, respectiv de 5-8 m pentru raza

de 100 mm a patinei; de menționat că aceste valori scad proporțional cu scăderea vitezei;



27

grosimea minimă calculată a peliculei de lubrifiant situează contactul eclisă – patină în

funcție de condițiile de funcționare atât în zona frecării mixte cât și în zona frecării fluide;

frecarea fluidă se obține teoretic pentru raze mari ale patinei, forțe de întindere reduse și

turații mari; trebuie acceptată prezența frecării limită sau mixtă pentru turații mici și forțe

de apăsare mari.

Principalele contribuţii originale din acest capitol pot fi sistematizate astfel:

determinarea forţelor normale pe eclisele dinţate în contact cu profilele patinelor de raze

diferite;

realizarea modelului matematic bazat pe rezolvarea ecuației Reynolds pentru determinarea

distribuției de presiune pe două direcții, pe suprafața portantă dintre eclisă și patină;

determinarea numerică a presiunilor maxime și a grosimii minime a peliculei de lubrifiant

pentru poziții succesive ale contactului eclisă-patină, pentru cele 3 tipuri de eclise, pe baza

acestora fiind extrase concluzii privitoare la condițiile de ungere/frecare existente.

5. DETERMINAREA EXPERIMENTALĂ A COEFICIENŢILOR DE

FRECARE DIN CUPLA PATINĂ – LANŢ DINŢAT

Acest capitol are ca obiect studiul experimental al coeficienţilor statici și dinamici de frecare

dintre eclisele unui lanţ dinţat (oţel) şi două tipuri de segmente de patine (plane, fără raze de

curbură), realizate din poliamidele PAx, respectiv, PA66. În teză se prezintă detaliat standul

experimental (tribometrul prismatic) şi dispozitivul destinat determinării coeficienţilor statici de

frecare. La acest dispozitiv se evidenţiază distribuţia presiunilor de contact dintre eclisele dinţate

şi segmentele de patine, utilizând metoda elementelor finite. Determinările experimentale cu acest

dispozitiv ale coeficienţilor de frecare statici la alunecare dintre pachetele de eclise dinţate şi

segmentele de patine, în diferite condiţii de testare sunt prezentate în detaliu în teză. În rezumat

este prezentată determinarea coeficienților de frecare dinamici dintre eclisele dințate și diferitele

tipuri de patine (tribometrul UMT), precum si distribuția presiunilor de contact.

5.2. DESCRIEREA STANDULUI EXPERIMENTAL (TRIBOMETRUL PRISMATIC)

ȘI A DISPOZITIVULUI DE PRINDERE - FIXARE

Pentru determinările experimentale ale coeficienţilor statici de frecare dintre eclisele

dinţate şi segmentele de patină se utilizează tribometrul prismatic şi dispozitivul de prindere –

fixare propus de autor (fig. 5.4). Acest dispozitiv de prindere-fixare destinat determinării



28

coeficienților statici de frecare de alunecare este alcătuit dintr-o placă dreptunghiulară 2, pe care

sunt fixate cu șuruburi cu guler 5, trei segmente de patină de întindere 4, figura 5.4.

Figura 5.4. Ansamblul prototip destinat determinării coeficientului de frecare static: 1 – cuvă

colectare ulei; 2 – placă dreptunghiulară; 3 – eclise dințate; 4 – segmente de patină; 5 – șurub cu

guler; 6 – bilă; 7 – șurub profilat; 8 – placă triunghiulară; 9 – piesă cilindrică

Aceste segmente de patină de întindere sunt orientate pe direcție paralelă cu direcția de

alunecare, fiind poziționate - ipotetic - în vârfurile unui triunghi echilateral. Acest triunghi

echilateral este placa 8. Aceasta are un alezaj filetat poziţionat în centru cu câte o gaură filetată

străpunsă în colțuri, prin care trece câte un șurub profilat 7. Aceste şuruburi au câte o frezare conică

în vârful tijei, având ca scop centrarea și ghidarea plăcii 8 pe câte o bilă 6. Bilele se autocentrează

pe eclisele dinţate 3, așezate paralel și în aceeași direcție cu direcția de alunecare, pe câte un

segment de patină de întindere 4. În gaura filetată a plăcii de formă triunghiulară 8 se montează un

element cilindric 10, filetat la un capăt, cu rolul de a susține o piesă cilindrică 9, pentru a simula

condițiile reale de testare.

5.3. STUDIUL PRESIUNILOR DE CONTACT

Evaluarea numerică a problemei contactului presupune determinarea tensiunilor

echivalente, precum și distribuția presiunilor pentru componentele de interes, respectiv eclisele

dințate și patină. Pentru a fi studiată problema contactului dintre eclisele dinţate şi segmentele de

patină, o parte din ansamblul prezentat mai sus este importat în softul de analiză cu elemente finite

Ansys Workbench R15. Rezultatele simulării sunt ilustrate în figurile 5.9 și 5.11, care permit

formularea următoarelor concluzii:

- tensiunile von – Mises apar la contactul dintre bile şi eclisele dinţate (fig. 5.9); valoarea

maximă a tensiunilor este de 1.83 MPa, iar valoarea reală a tensiunilor echivalente este de



29

0.52 MPa şi apare pe eclisele interioare;

- distribuţia presiunilor de contact între segmentele de patină şi eclisele dinţate este

prezentată în fig. 5.11. Se poate observa că valoarea maximă a presiunii de contact este de

0.061 MPa și apare în zona ecliselor centrale. Prin mărirea scării de deformaţie se

evidenţiază comportamentul ecliselor de ghidare, dar şi zonele de variaţie a presiunilor de

contact.

-

Figura 5.9. Tensiunile von – Mises pe zonele de contact dintre bile și suprafețele

interioare ale ecliselor dințate

Figura 5.11. Distribuția presiunilor de contact pe segmentele de patine

pentru fiecare eclisă dințată aflată în contact

5.5. DETERMINAREA EXPERIMENTALĂ A FRECĂRII ÎN CONTACTUL ECLISĂ

DINŢATĂ – PATINĂ

Pentru o caracterizare cât mai completă a coeficientului dinamic de frecare, în acest capitol

se prezintă determinările experimentale pentru stabilirea variațiilor coeficientului de frecare

dinamic la contactul dintre eclisele dinţate și diferite tipuri de segmente de patine.



30

5.5.1. Descrierea tribometrului UMT și a dispozitivelor de testare

Pentru determinarea experimentală a coeficientului de frecare dinamic dintre eclisele

dinţate şi segmentele de patină se utilizează tribometrul UMT, prezentat în figura 5.23.

Figura 5.23. Tribometrul UMT: 1 – motor de comandă; 2 – dispozitiv de poziționare;

3 – buză de poziţionare şi fixare; 4 – unitate de stocare şi prelucrare a datelor (calculator)

Prin intermediul softului instalat pe calculatorul aferent tribometrului se asigură

poziţionarea dispozitivului 2 după două axe. Modulele tribometrului, utilizate pentru determinarea

coeficientului de frecare dinamic dintre eclisele dinţate şi segmentele de patină sunt: modulul

“reciprocating”, pentru determinări experimentale în cazul mișcărilor rectlinii alternative şi

modulul “rotary”, utilizat în cazul mișcărilor de rotație (fig. 5.24).

În vederea determinării experimentale a coeficientului de frecare dinamic, în mediul lubrifiat

au fost concepute dispozitive de prindere a ecliselor, corespunzătoare fiecărui modul. La aceste

dispozitive, eclisele sunt poziţionate fie având grade de libertate în vederea aşezării adecvate pe

suprafaţa patinei, fie, atât eclisele cât şi patinele sunt fixe pentru determinarea coeficientului

dinamic de frecare la contactul dintre patina de formă circulară şi eclisele dinţate. În rezumat se

prezintă dispozitivul destinat modulului „rotary”, (fig. 5.27), având ca și componente segmentul

de patină 1; eclisele dințate 2; dispozitivul de prindere propriu – zis 3; elementul de aplicare a

forței 4; șuruburile de fixare 5; știftul 6; siguranţa elastică 7.

Studiul teoretic al presiunilor de contact, precum şi al tensiunilor echivalente pentru

contactul eclisă dinţată – patină, respectiv patină – eclisă dinţată se realizează prin metoda

elementelor finite.



31

Figura 5.24. Modulul “rotary”: 1 – baza modulului “rotary”; 2 – dispozitiv;

2 – locaşul în care se montează piesele eşantion; 4 – motorul de comandă şi control;

5 – capac de protecție împotriva expulzării uleiului; 6 – cabluri de conectare şi transmitere date

Figura 5.27. Dispozitivul de prindere – fixare a unei singure eclise dințate,

în contact cu patina de forma circulară

5.5.2. Studiul presiunilor de contact

Analiza cu ajutorul metodei elementelor finite pentru modelul prezentat în figura 5.27

presupune studiul stării de deformație precum și distribuția presiunilor de contact dintre

componentele de interes aflate în contact, eclisa dinţată – patina. Pentru evaluarea numerică a

modelelor în studiu s-a folosind programul performant de calcul cu elemente finite Ansys

Workbench.

Materialele folosite în analiză pentru corpurile în contact sunt: poliamida PAx pentru patină

și oțel pentru celelalte componente ale ansamblului. Modelul pentru acest caz a fost încărcat cu o

forță normală Fn = 9 N, rezultată din condiția de ungere, iar la definirea contactului dintre eclisa



32

dinţată și patină s-a folosit o valoare a coeficientului de frecare de 0.2, determinată din testările

experimentale anterioare.

Din analiza distribuției de presiuni rezultate (fig. 5.38) se constată că presiunea de contact

maximă este de 0.847 MPa,fiind poziționată pe suprafața plană a eclisei. De menţionat este şi

faptul că valoarea presiunii de contact nu este influențată de modul de aplicare a forței, de la eclisa

dinţată pe patină sau cu patina pe eclisa dinţată.

Figura 5.38. Distribuţia presiunii între patină şi eclisa dinţată

5.5.4. Determinarea experimentală a coeficientului de frecare dinamic

În rezumatul extins se prezintă determinarea coeficientului de frecare dinamic în mediu

lubrifiat, pentru contactul dintre eclisele dinţate şi segmentele de patină de formă circulară (PAx

şi PA66) utilizând modulul de testare “rotary” (fig. 5.56).

Pentru o determinare riguroasă a coeficientului de frecare dinamic, s-au efectuat trei serii

de testări.

Figura 5.56. Tipurile de patine utilizate pe modulul “rotary”: 1 – PA66; 2 – PAx



33

1. Condiţiile impuse primei serii de testări au fost:

forța normală Fn = 9 N, căreia îi corespunde o presiune medie pmed = 0,451 MPa;

turaţia modulului “rotary” n = 1250 rpm, căreia îi corespunde o viteză v = 3,27 m/s;

temperatura T = 20 – 90 oC;

durata testului t = 2 h;

lubrifiant: ulei de motor de tip 15 W – 40.

În urma determinărilor experimentate s-a obţinut variaţia coeficientului relativ de frecare

(valorile coeficienților de frecare au fost raportați la cea mai mică valoare ) în funcţie de turaţia

modulului rotary, într-un interval de timp impus. În figura 5.59 este prezentată grafic variația

coeficientului dinamic relativ de frecare în funcție de temperatură (valorile coeficienților de frecare

au fost raportați la valoarea obținută pentru temperatura minimă și materialul PA66), pe baza

rezultatelor obţinute în urma determinărilor experimentale pentru contactul dintre eclisa dinţată şi

cele două tipuri de materiale ale patinei (PAx şi PA66).

Figura 5.59. Variaţia coeficientului dinamic relativ de frecare în funcție de temperatură

Această diagramă evidențiază faptul că temperatura influențează variaţia coeficientului

dinamic de frecare pentru contactul dintre eclisa dinţată şi cele două tipuri de patine. Astfel, pentru

contactul dintre eclisa dinţată şi patina din PA66, coeficientul de frecare scade pe măsură ce

temperatura creşte. Pentru contactul dintre eclisa dinţată și patina din PAx se poate observa

valoarea relativ constantă a coeficientului de frecare la creșterea temperaturii (fig. 5.59).

În ambele cazuri frecarea este una limită, dar comportamentul cuplului eclisă dințată -

patina din PA66 nu respectă curba Stribeck datorită faptului că natura cristalină a poliamidei PA66

se comportă diferit față de PAx în contact cu eclisa dinţată.



34

În continuare se prezintă cea de-a doua serie de testări experimentale.

2. Condiţiile impuse pentru a doua serie de testări sunt:

forța normală Fn = 9 N, căreia îi corespunde o presiune medie pmed = 0,775 MPa;

turaţia modulului “rotary” n = [0 – 3000] rpm, căreia îi corespunde un domeniu de viteze

v = [0 – 8] m/s;

durata testului: t = 1 h;

temperatura T = 20 oC;


Pe baza rezultatelor obţinute în urma determinărilor experimentale dintre eclisa dinţată şi

cele două tipuri de materiale ale patinei (PAx şi PA66) s-a realizat o diagramă comparativă pentru

o exprimare mai concludentă a variației coeficientului dinamic relativ de frecare în funcție de

viteză, prezentată în figura 5.60. Pentru contactul dintre eclisa dințată și patina realizată din

poliamida PA66, diagrama din figura 5.60 ilustrează o creștere ușoară a coeficientului relativ de

frecare în domeniul de viteze 0 – 6 m/s, după care acesta rămâne constant până la finalul ciclului

de testare. De asemenea, se mai poate observa că variaţia coeficientului relativ de frecare pe toată

durata ciclului de testare nu este foarte mare, fiind cuprinsă între valorile 0.55 – 0.6.

Pentru patina din poliamida PAx, valoarea coeficientului relativ de frecare este situată în

jurul valorii de 0.8, fiind constantă pe intervalul de viteză 0 – 6 m/s, apoi prezintă o creştere spre

finalul ciclului.

În conditiile unui un regim de frecare limită, creșterea coeficientului de frecare cu viteza

indică un comportament al cuplului eclisă dințată – patină, atât pentru patina din PA66, cât și din

PAx care nu respectă curba Stribeck.

Figura 5.60. Variaţia coeficientului dinamic relativ de frecare în funcţie de viteză



35

Conform curbei din figura 5.60, creşterea coeficientului relativ de frecare pentru PAx se

datorează şi faptului că pot apărea forţe de interacţiune moleculară între straturile superficiale ale

celor două materiale în contact.

Variaţia coeficientului relativ de frecare pentru diferite forțe și turație constantă este

prezentată în ultima serie de testări.

3. Condiţiile impuse testărilor sunt:

forța normală Fn = 3, 5, 7, respectiv 9 N, căreia îi corespunde un domeniu de presiuni medii

pmed = [0,150 MPa; 0,250 MPa; 0,350 MPa; 0,451 MPa];

turaţia modulului “rotary” n = 1000 rpm, căreia îi corespunde o viteză v = 3 m/s;

durata testului: t = 1 h;

temperatura T = 20 oC;


Pe baza valorilor medii obţinute pentru coeficienții relativi de frecare s-au trasat diagramele

corespunzătoare patinei din material PAx și, respectiv, pentru patina din PA66 (fig. 5.62). Se poate

observa că la turație constantă și forțe diferite, coeficientul relativ de frecare scade semnificativ.

Figura 5.62. Variaţia coeficienţilor dinamici relativi de frecare în funcție de forță,

pentru patina realizată din poliamida din PA66

În condițiile unui regim de frecare limită, scăderea coeficientului de frecare cu sarcina

indică un comportament al cuplului eclisă dințată – patină, care nu respectă curba Stribeck.

În urma acestor testări, pe suprafeţele de contact au rămas amprente date de uzură,

prezentate în figura 5.63.



36

Figura 5.63. Amprentele pe suprafaţa celor două patine și pe suprafața plană a eclisei


Pe baza studiului efectuat cu ajutorul metodei elementelor finite se pot evidenţia

următoarele concluzii generale:

coeficientul de frecare static pentru cazul contactului dintre eclisele dinţate şi segmentele

de patine în mediul lubrifiat este mai mare decât coeficientul de frecare pentru cazul

contactului uscat; acest lucru poate fi explicat de fenomenul de adeziune;

coeficienţii de frecare eclisă/patină din PA66, determinaţi în condiţii dinamice şi frecare

limită indică eficiență mai bună la temperaturi mari, uşoară creştere cu viteza şi scădere cu

creşterea de presiune. Prin comparație cu PAx, material preluat dintr-un sistem de întindere

existent, PA66 a dovedit caracteristici mai bune din punct de vedere al reducerii frecărilor.

Aceste rezultate arată că, din punct de vedere tribologic, cuplurile de materiale analizate au

un comportament specific, diferit de cel general cunoscut și caracterizat de curba Stribeck.

Principalele contribuţii originale din acest capitol sunt următoarele:

proiectarea și pregătirea documentației tehnice pentru dispozitivul prototip, în vederea

manufacturării;

pregătirea documentației în vederea solicitării de brevet pentru dispozitivul prototip;

determinarea tensiunilor echivalente şi a presiunilor de contact dintre eclisele dinţate şi

segmentele de patine;

realizarea instalaţiei de lubrifiere în vederea determinărilor experimentale;

determinarea coeficienților de frecare static și dinamic pentru contactul dintre eclisele

dinţate şi cele două tipuri de segmente de patine (PAx, respectiv, PA66), în condiţii diferite

de lucru;

achiziţia şi interpretarea datelor experimentale.



37

6. DETERMINAREA EXPERIMENTALĂ A PIERDERILOR PRIN

FRECARE DATORATE SISTEMULUI DE COMPENSARE A JOCURILOR

DIN TRANSMISIILE DE DISTRIBUŢIE CU LANŢ

În scopul determinării momentului de frecare dintre lanţul dinţat şi roţile de lanţ, respectiv

dintre patina PA66 şi lanţul dinţat a fost utilizat standul de încercări tribologice produs de firma

IFT Germania și existent în laboratorul de cercetări tribologice al Universității Transilvania din

Brașov. Transmisiile prin lanț pe care au fost realizate determinări experimentale sunt transmisii

etalon cu raport de transmitere i = 1.

Principalele obiective ale testărilor au fost:

determinarea pierderilor prin frecare (momentului rezistent de frecare) datorate contactului

cu frecare dintre o patină din PA66 şi mai multe tipuri de lanțuri dințate, pentru diverse

condiții de funcționare;

identificarea regimului de lubrifiere din cupla de frecare lanț-patină;

studiul evoluţiei comportării tribologice a celor două materiale în contact (oţel pentru lanţul

dinţat, respective poliamida PA66 pentru patină) în funcție de condițiile impuse testărilor.

Îndeplinirea obiectivelor enunţate mai sus au presupus parcurgerea unor etape preliminare

de pregătire şi anume:

asigurarea planeităţii roţilor de lanţ;

asigurarea planeităţii dispozitivului de întindere;

realizarea circuitului de ungere.

Achiziția de date din cadrul determinărilor experimentale s-a axat pe trei direcţii:

controlul și măsurarea turaţiei sistemului roţilor de lanţ – lanţ dinţat, utilizând unitatea de

comandă şi control (fig. 6.1);

măsurarea și reglarea tensionării lanţului dinţat, prin modificarea controlată a distanței

dintre axe (fig. 6.1);

poziționarea patinei și măsurarea apăsării acesteia, utilizând un dispozitiv special realizat

în acest scop.

Realizarea măsurătorilor efective şi prelucrarea numerică a datelor s-au realizat cu ajutorul

a două softuri:

softul produs de IFT, care are rolul de a prelucra informaţia transmisă de unitatea de

comandă şi control (turație, tensionarea lanțului, temperatura și presiunea uleiului de

ungere);



38

softul produs de Dewesoft, care are rolul de a prelucra informaţia transmisă de data logger

de la senzorii atașați dispozitivului cu patina de întindere (forță de apăsare, forță

tangențială).

6.1. DESCRIEREA STANDULUI DE ÎNCERCĂRI TRIBOLOGICE IFT ȘI A

SISTEMULUI DE ÎNTINDERE

Standul de încercări tribologice IFT (fig. 6.1) este alcătuit din următoarele module:

modulul sistemului de antrenare;

modulul sistemului de comandă și control a tensionării lanțului incluzând dispozitivul de

apăsare a patinei;

modulul sistemului de ungere;

modulul sistemului de măsurare și achiziție a datelor.

Figura 6.1. Standul experimental pentru determinarea momentului de frecare:

1 – motor electric; 2 – sistemul de comandă a tensionării; 3 – unitatea de comandă şi control;

4 – calculatoare

În vederea realizării determinărilor experimentale ale momentului de frecare, a fost

proiectat de către autor un sistem de întindere, prezentat în figura 6.3, ţinând seama atât de

particularităţile lanţului şi ale patinei de testat (PA66), cât şi de particularităţile constructive ale

standului de încercări IFT.

6.2 PROCEDURI EXPERIMENTALE ȘI DETERMINAREA MOMENTULUI DE

FRECARE

Pentru determinarea pierderilor prin frecare dintre lanțurile dințate și patina de întindere se

realizează două tipuri de teste:



39

cazul A – determinarea momentului de frecare dintre patina PA66 şi lanţul dinţat LD 6.5

(cu pas de 6,5 mm);

cazul B – determinarea momentului de frecare dintre patina PA66 şi lanţul dinţat LD 9.5

(cu pas de 9,5 mm).

Figura 6.3. Sistemul de întindere: 1 – placa principală; 2 – bloc suport; 3 – placa susţinere; 4 –

arc elicoidal; 5 – senzor forţă; 6 – blocul patinei; 7 – patină; 8 – tijă; 9 – ghidaj

Dintre acestea, cazul A este prezentat în rezumat, cazul B fiind prezentat în detaliu în teză.

În cazul A – determinarea momentului de frecare dintre patina de întindere și lanțul dințat (LD

6.5) se realizează pe un interval de temperatură T = 40...90 ⁰C. Ca principiu de lucru, pierderile

prin frecarea din patină rezultă ca diferența între pierderile măsurate în sistemul lanț + patină și

pierderile măsurate fără patină (Tp = TL+P – TL).

Condiţiile impuse testărilor au fost:

tensionarea lanţului se realizează cu următoarele forțe F = 0.5; 1; 1.5 kN;

apăsarea ramurii pasive a lanţului s-a realizat pentru două poziții A și B ale patinei (cu

săgețile fA, respectiv fB - v. fig. 6.6);

turaţia lagărelor n = [0 – 5000] rpm;

durata testării: t = 1 h.

Tensionarea lanțului determină valoarea forței de apăsare Fn asupra patinei. În figura 6.7

este prezentată dependența determinată experimental a forței de apăsare pe patină în funcție de

forța de tensionare a lanțului (F), pentru cele două poziții analizate ale patinei față de lanț (A, B).

Datorită efectului forțelor centrifuge se produce o amplificare a forței de tensionare cu

creșterea turației. Pentru cele două lanțuri dințate analizate, figura 6.8 prezintă dependența

tensionării lanțului de turație, pentru cele 3 trepte de tensionare inițială.



40

Figura 6.6. Pozițiile patinei în contact cu lanțul dințat

Figura 6.7. Dependența dintre forța de apăsare pe patină și

forța de tensionare a lanțului, pentru cele două poziții ale patinei

Pe baza rezultatelor obținute s-a trasat variația momentului relativ de frecare (valorile

momentelor de frecare au fost raportate la valoarea momentului de frecare obținută pentru

tensionarea minimă și turația minimă) pentru contactul dintre patina de întindere și lanțul dințat,

în funcție de turație, forță de tensionare și poziția patinei (fig. 6.9).

Diagramele prezentate în figura 6.9 evidențiază faptul că:

tendința generală este de creștere a momentului de frecare cu creșterea turației și cu

creșterea forței de apăsare;

la turații mari se observă și creșterea mai accentuată, datorată efectului forțelor centrifuge.

Frecarea dintre lanț și patina de întindere este analizată ca procent din frecarea globală din

lanț + patină. Acest aspect este evidențiat în figurile 6.10, respectiv, 6.11. Din analiza comparativă

a diagramelor prezentate în figura 6.10 se poate concluziona că valorile pierderilor de frecare



41

datorate patinei (pentru temperatura T = 40 ⁰C) sunt situate în intervalul 7...15 % din frecarea

globală. Aceste valori cresc cu creșterea tensionării lanțului. De asemenea, se observă și o tendință

de scădere a pierderilor datorate frecării din patină cu creșterea turației.

Valorile pierderilor prin frecare în patina de întindere – procent din pierdere prin frecare

globală lanț+patină, prezentate în figura 6.11 (pentru temperatura T = 90 ⁰C) sunt cuprinse în

intervalul 6...15 % din frecarea globală, evidențiindu-se o creștere cu creșterea tensionării lanțului.

În această situație se observă o creștere a procentului frecării din patină cu creșterea turației.

Figura 6.8. Dependența tensionării lanțului de turație

a b

Figura 6.9. Variația momentului relativ de frecare în funcție de turație pentru:

a – T = 40 0C; b – T = 90 0C



42

Figura 6.10. Variația momentului relativ de frecare în patina de întindere în funcție de turație, ca

procent din pierderile prin frecare globale lanț+patină, pentru temperatura T = 40 ⁰C și forțele de

tensionare: a – F = 0.5 kN; b – F = 1 kN; c – F = 1.5 kN

Figura 6.11. Variația momentului relativ din frecare în patina de întindere în funcție de turație, ca

procent din pierderile prin frecare globale lanț+patină, pentru temperatura T = 90 ⁰C și forțele:

a – F = 0.5 kN; b – F = 1 kN; c – F = 1.5 kN



43

Din analiza comparativă a diagramelor din figura 6.11 se observă creșterea momentului

relativ de frecare cu temperatura, care indică prezența frecării mixte. Acest aspect este evident

pentru toate cele trei forțe de tensionare (fig. 6.11a, b, c).

Diagramele din figurile 6.17 prezintă o comparație între momentele de frecare (valori

procentuale raportate la valoarea minimă obținută în domeniul de valori rezultat) determinate

pentru cele două tipuri de lanțuri în funcție de temperatură, pentru pozițiile de apăsare A și B,

pentru cele trei forțe de tensionare inițială (F = 0,5; 1; 1,5 kN).

Figura 6.17. Comparația momentelor de frecare din cele două lanțuri,

la temperatura T = 40 ⁰C


În urma determinărilor experimentale din acest capitol, rezultă următoarele concluzii:

pierderile prin frecare în sistemul de compensare a jocurilor din transmisiile prin lanţ sunt

direct proporţionale cu forţele de întindere ale lanţului şi cresc cu săgeata de poziţionare a

patinei faţă de lanţ;

rezultatele au indicat prezenţa frecării fluide pentru turaţii medii 2200 ...5000 rpm şi forţe

de întindere minime F=0.5 kN, pentru săgeată redusă a patinei faţă de lanţ (fA). La turaţii

foarte mari se observă efectul de întindere suplimentară a lanţului, datorat centrifugării. La

turaţii mici şi forţe de întindere mari nu se îndeplinesc condiţiile pentru frecare fluidă;



44

din comparaţia frecărilor din cele două tipuri de lanţuri a rezultat o tendinţă generală de

creştere a frecării în lanţul cu pas mare pentru condiţii de frecare mixtă şi o scădere a

frecării în lanţul cu pas mare pentru condiţii de frecare fluidă.

Principalele contribuții originale din acest capitol pot fi clasificate astfel:

au fost prelucrate şi interpretate datele experimentale;

în vederea determinării momentului de frecare dinamic, au fost proiectate dispozitivele de

întindere a lanțului dințat;

a fost determinat experimental momentul de frecare dintre patina de întindere și două tipuri

de lanțuri dințate.

7. RECOMANDĂRI, CONCLUZII FINALE ŞI CONTRIBUŢII ORIGINALE.

DISEMINAREA REZULTATELOR

În acest capitol sunt sintetizate concluziile şi contribuţiile originale extrase din capitolele

tezei, diseminarea rezultatelor cercetării (prin articole prezentate-publicate la conferinţe de

specialitate şi, respectiv, propunere de brevet), precum şi direcţii viitoare de cercetare care pot fi

abordate.

7.1 RECOMANDĂRI PRIVIND OPTIMIZAREA SISTEMULUI DE

COMPENSARE A JOCURILOR DIN TRANSMISIILE DE DISTRIBUȚIE CU LANȚ

Cercetările cuprinse în această lucrare permit formularea de recomandări pentru optimizarea

sistemului de compensare a jocurilor din transmisiile de distribuție cu lanț;

proiectarea optimală a sistemului lanț-patină trebuie să urmărească obținerea condițiilor de

frecare fluidă într-un domeniu cât mai larg în cadrul regimului de funcționare al motoarelor

cu combustie internă;

conform proprietăților materialului patinei PA66, se impun presiuni cât mai mari la

contactul eclise-patină în condițiile în care forța de apăsare pe patină trebuie să fie cât mai

redusă. Această restricție reduce coeficienții de frecare și, implicit, forțele de frecare și,

prin urmare, pierderile prin frecare în condițiile frecării limită;

pentru obținerea de condiții favorabile frecării fluide se impun raze cât mai mari ale patinei

și presiuni cât mai reduse la contactul cu eclisele. Aceste condiții sunt oarecum în

contradicție cu recomandarea anterioară, ceea ce sugerează că trebuie să existe un echilibru

între acceptarea frecării limită și urmărirea obținerii frecării fluide;

apariția mai multor vârfuri de presiune pe lungimea patinei odată cu mărirea lungimii

patinei poate fi benefică prin apariția efectului hidrodinamic de expulzare. În acest scop,

este recomandat ca lungimea patinei în contact cu lanțul să fie cât mai mare.



45

7.2. CONCLUZII FINALE ŞI CONTRIBUŢII ORIGINALE

Obiectivul general al tezei constă în optimizarea tribologică a sistemului de compensare a

jocurilor din transmisiile de distribuție cu lanț prin modelarea, testarea şi optimizarea contactului

patină de întindere – lanţ.

Pentru un contact cu presiuni cât mai mici între patină şi lanţ este necesară maximizarea

numărului de zale în contact cu patina. Numărul de zale depinde semnificativ de săgeată de montaj

şi raza patinei. Deoarece creşterea săgeţii de montaj conduce la creşterea forţelor de apăsare (cu

influenţe negative asupra randamentului transmisiei), singura modalitate prin care se poate mări

numărul de zale în contact este mărirea razei patinei.

Analiza statică a presiunilor de contact lanţ/patină arată că un maxim de presiune este

localizat în zona în care se aplică forţa de apăsare asupra patinei. Odată cu creşterea razei patinei

şi a numărului de zale în contact, apare un maxim local de presiune suplimentar. Presiunile scad

semnificativ cu creşterea razei patinei.

Din analiza parametrilor filmului de lubrifiant rezultaţi din rezolvarea ecuaţiei Reynolds

pentru contactul eclisă/patină se pot formula o serie de observaţii:

- presiunile maxime au valori de până la 4 MPa pe tot domeniul de funcţionare al sistemului

de compensare a jocurilor din transmisiile prin lanţ (nmax=5000 rpm, F=0.5…1.5 kN);

- nu există o diferenţiere semnificativă între distribuţia de presiuni dintre patină şi diversele

tipuri de eclise;

- pentru rază mărită a patinei, asupra unei eclise în deplasare de-a lungul patinei, presiunea

maximă trece prin cel puţin două vârfuri. Acest comportament indică posibilitatea apariţiei

efectului de rezistenţă la expulzare ca fenomen dorit pentru menţinerea peliculei de

lubrifiant;

- grosimea calculată a stratului peliculei de lubrifiant situează contactul eclisă/patină, în

funcţie de condiţiile de funcţionare, atât în zona frecării mixte cât şi în zona frecării fluide.

Frecarea fluidă se obţine pentru raze mari ale patinei, forţe de întindere reduse şi turaţii

mari. Trebuie acceptată prezența frecării limită sau mixtă pentru turaţii mici şi forţe de

întindere mari.

Rezultatele determinărilor coeficienților de frecare statici și dinamici pe cuple de frecare

eclise dințate-elemente de patină (PA66, PAx) au permis formularea următoarelor concluzii:

- coeficientul de frecare static pentru cazul contactului dintre eclisele dinţate şi segmentele

de patine în mediul lubrifiat este mai mare decât coeficientul de frecare pentru cazul

contactului uscat; acest lucru poate fi explicat de fenomenul de adeziune;

- coeficienţii de frecare eclisă/patină din PA66, determinaţi în condiţii dinamice şi frecare

limită indică eficiență mai bună la temperaturi mari, uşoară creştere cu viteza şi scădere cu



46

creşterea de presiune. Prin comparație cu PAx, material preluat dintr-un sistem de întindere

existent, PA66 a dovedit caracteristici mai bune din punct de vedere al reducerii frecărilor.

Aceste rezultate arată că, din punct de vedere tribologic, cuplurile de materiale analizate au

un comportament specific, diferit de cel general cunoscut și caracterizat de curba Stribeck.

Determinările experimentale ale pierderilor prin frecare în sistemul de compensare a

jocurilor din transmisiile prin lanţ permit formularea următoarelor concluzii:

- pierderile prin frecare în sistemul de compensare a jocurilor din transmisiile prin lanţ sunt

relativ reduse (maxim 10%) faţă de pierderile prin frecare din lanţ şi lagărele standului;

acest procent se reduce cu creşterea turaţiei;

- pierderile prin frecare în sistemul de compensare a jocurilor din transmisiile prin lanţ sunt

direct proporţionale cu forţele de întindere ale lanţului şi cresc cu săgeata de poziţionare a

patinei faţă de lanţ;

- rezultatele au indicat prezenţa frecării fluide pentru turaţii medii 2200 ...5000 rpm şi forţe

de întindere minime F=0.5 kN, pentru săgeată redusă a patinei faţă de lanţ (fA). La turaţii

foarte mari se observă efectul de întindere suplimentară a lanţului, datorat centrifugării. La

turaţii mici şi forţe de întindere mari nu se îndeplinesc condiţiile pentru frecare fluidă;

- din comparaţia frecărilor din cele două tipuri de lanţuri a rezultat o tendinţă generală de

creştere a frecării în lanţul cu pas mare pentru condiţii de frecare mixtă şi o scădere a

frecării în lanţul cu pas mare pentru condiţii de frecare fluidă.

Contribuții originale:

realizarea schemei transmisiei prin lanţ cu raportul de transmitere i > 1pentru determinarea

numărului de eclise nz în contact cu profilul patinei de întindere;

determinarea dependenței dintre numărul de eclise nz în contact cu profilul patinei de

întindere și variabilele asociate pasului lanţului, adică A/p, Rb/p, f/p, respectiv, L1/L2, pentru

cazul în care raportul de transmitere este i > 1;

realizarea schemei transmisiei prin lanţ pentru cazul în care raportul de transmitere este

unitar (i = 1), în vederea determinării numărului de eclise nz în contact cu profilul patinei

de întindere;

determinarea variaţiei numărului de eclise nz în contact cu profilul patinei de întindere,

folosind variabilele asociate pasului lanţului, adică L1/L2, A/p, Rb/p, f/p, pentru cazul în care

raportul de transmitere este i = 1;

modelarea ecliselor lanţului dinţat, a bolţurilor, respectiv, patinelor (R = 100; 150; 200

mm) și realizarea a trei modele virtuale patină – lanţ dinţat pentru determinarea presiunilor

de contact;



47

analiza cu element finit a cele trei modele pentru a obține distribuția de tensiuni, presiunile

de contact și deplasările;

determinarea forţelor normale pe eclisele dinţate în contact cu profilele patinelor de raze

diferite;

realizarea modelului matematic pentru determinarea presiunilor pe lungimea de contact a

ecliselor dinţate;

determinarea distribuţiei presiunilor pe lăţimea de contact a ecliselor dinţate;

proiectarea, modelarea virtuală şi pregătirea documentației tehnice în vederea

manufacturării pentru dispozitivul prototip utilizat în determinarea coeficientului static de

frecare;

pregătirea documentației în vederea solicitării de brevet pentru dispozitivul prototip;

determinarea tensiunilor echivalente şi a presiunilor de contact dintre eclisele dinţate şi

segmentele de patine;

realizarea instalaţiei de lubrifiere în vederea utilizării în testările experimentale;

determinarea coeficientului de frecare static pentru contactul dintre eclisele dinţate şi cele

două tipuri de segmente de patină (PAx, respectiv, PA66), în condiţii diferite de lucru;

prelucrarea şi interpretarea datelor rezultate ale testărilor experimentale;

proiectarea și pregătirea documentației tehnice pentru manufacturarea următoarelor

dispozitive necesare la determinarea coeficientului de frecare dinamic:

o dispozitivul de prindere – fixare a două eclise dințate;

o dispozitivul de prindere – fixare a unei singure eclise dințate;

o dispozitivul de prindere – fixare, tip cilindru;

o dispozitivul de prindere – fixare, tip cilindru cu cuplă sferică;

o dispozitiv de prindere – fixare, tip baie de ulei;

determinarea analitică a presiunilor de contact dintre eclisele dințate și segmentele de

patine;

determinarea experimentală a coeficientului de frecare dinamic dintre eclisele dințate și

segmentele de patine folosind tribometrul UMT, în diferite condiții de testare;

modelarea dispozitivului de întindere a lanțului și pregătirea documentației în vederea

manufacturării;

determinarea experimentală a momentului de frecare dintre patina de întindere și două

tipuri de lanțuri dințate.



48

7.3. DISEMINAREA REZULTATELOR

articole în reviste indexate ISI WebOfScience:

1) Lateş, M. T., Velicu, R., Papuc, R., Multiscale modeling of chain-guide contact by using

tests and FEM, 11th World Congress on Computational Mechanics (WCCM XI), p. 1062-

1069, 2014.

2) Lateş, M.T., Velicu, R. and Papuc, R., Testing and FEA as prediction strategies on the

ball bearings behaviour, International Journal of Surface Science and Engineering, vol 8,

no. 4, Print ISSN: 1749-785X Online ISSN: 1749-7868, p. 345-355, 2014.

lucrări în reviste BDI:

1) Papuc, R., Velicu, R., Lateş, M.T., Jaliu C., Geometrico-static modeling and simulation

of the contact between chain and guide of a reference transmission, Applied Mechanics

and Materials, vol. 658, p. 111-116, 2014, (ISI in print).

2) Papuc, R., Velicu, R., Lateş, M.T., Study of the contact between toothed chains and guides,

The 11th IFToMM International Symposium on Science of Mechanisms and Machines

Mechanisms and Machine Science, Springer, vol. 18, p. 425-432, 2014, (ISI in print).

3) Jaliu, C., Velicu, R., Papuc, R., Tensioning and guiding systems used in chain drives,

Annals of the Oradea University, Fascicle of Management and Technological Engineering,

Volume XI (XXI), Nr. 2, p. 2.17-2.22, 2012.

4) Velicu R., Lateş M. T., Papuc R., Friction test ball on flat during running-in period on

umt tribometer, In: Analele Universităţii din Oradea, Fascicle of Management and

Technological Engineering,vol. XI (XXI), ISSN 1583 – 0691, p 142-147, 2012.

5) Papuc, R., Velicu, R., Tribological study of guide-chain contact, In: Analele Universităţii

din Oradea, Fascicle of Managemeet and Technological Engineering, vol. XXIII (XII),

ISSN 1583 – 0691, p. 257 – 260, 2013.

6) Papuc, R., Velicu, R., Gavrilă C.C., Geometrical study of guide-chain contact, for general

chain transmission, In: Analele Universităţii din Oradea, Fascicle of Management and

Technological Engineering, vol. XXIII (XIII), ISSN 1583 – 0691, p 123-126, 2014.

7) Papuc, R., Velicu, R., Lateş, M.T., Guide-chain contact pressure tribological analysis, In:

Analele Universităţii din Oradea, Fascicle of Management and Technological Engineering,

vol. XXIV (XIV), ISSN 1583 – 0691, p 169-174, 2015.

propunere brevet de invenţie:

Papuc, R., Todi-Eftimie A. L., Gavrilă, C. C., ş.a., Dispozitiv destinat determinării

coeficienţilor statici de frecare de rostogolire-alunecare, RO129953, 2014.



49

7.4. DIRECȚII VIITOARE DE CERCETARE

Ca direcții viitoare de cercetare se propun:

analiza dinamică a tensiunilor și presiunilor de contact dintre diferite tipuri de lanțuri

dințate și diferite modele de patine;

dezvoltarea unui model teoretic pentru simularea pierderilor prin frecare în sistemele de

întindere ale lanțurilor;

determinări experimentale ale coeficienților de frecare dinamici dintre eclisele dințate și

diferite tipuri de poliamide.



50

BIBLIOGRAFIE SELECTIVĂ:

[Bob 2000] Bobancu, Ş., Cozma, R., Cioc, V., Tribologie – Inventică, Îndrumar pentru lucrări de

laborator, Braşov, 2000.

[Bob 2001] Bobancu, Ş., Cozma,R., Cioc, V., Metodă şi dispozitive pentru măsurarea precisă a

unghiurilor mici, In Buletinul AGIR nr. 2-3, p. 45- 46, 2001.

[Coz 2005] Cozma, R., Bobancu, S., Cioc, V., Aparate si dispozitive pentru determinari tribologice, Ed.

Matrix Rom, Bucuresti, ISBN 973-685-873-1, 2005.

[Gaf 2002] Gafiteanu, M., s.a, Organe de masini, vol. 2, Ed. Tehnica, Bucuresti, ISBN 973-31-1400-6,

973-31-1527-4, 2002.

[Hip 2005] Hippmann, G., Arnold, M., Schittenhelm, M., Efficient simulation of bush and roller chain

drive, Multibody Dynamics, Eccomas, Madrid, Spain, p. 1-18, 2005.

[Hya 2001] Hyakutakea, T., Inagakia, M., Matsuda, M., Measurement of friction in timing chain, JSAE,

Japan, p. 343-347, 2001.

[Jal 2012] Jaliu, C., Velicu, R., Papuc, R., Tensioning and guiding systems used in chain drives, Annals

of the Oradea University, Fascicle of Management and Technological Engineering, Volume XI (XXI), Nr.

2, p. 2.17-2.22, 2012.

[Jul 2004] Jula, A., Lateş, M. T., Organe de maşini, Ed. Universităţii Transilvania, Braşov, ISBN 978-973-

635-218-8, 2004.

[Jul 2005] Jula, A., Chisu, E., Lates, M. T., Organe de masini si Transmisii mecanice, Ed. Universitatii

Transilvania, Brasov, ISBN 978-973-635-444-1, 2005.

[Lat 2008 01] Lates, M. T., Jula, A., Organe de masini si transmisii mecanice, Ed. Universitatii

Transilvania, Brasov, 2005.

[Lat 2008 02] Lates, M. T., Metoda elementelor finite, Ed. Universitatii Transilvania, Brasov, 2008.

[Lat 2012 01] Lateş, M. T., Finite element modeling of the bush chains bolt-bush contacts, In: Analele

Universităţii din Oradea, Fascicula Management şi Inginerie Tehnologică, vol. XI (XXI), Nr.1, Editura

Universităţii din Oradea, ISSN 1583 – 0691. p. 2.72-2.76, 2012.

[Lat 2012 02] Lateş, M. T., Velicu, R., Papuc, R., Multiscale modeling of chain-guide contact by using

tests and FEM, 11th World Congress on Computational Mechanics (WCCM XI), 2014.

[Lat 2012 02] Lateş, M. T., Bush chains design process, In: Analele Universităţii din Oradea, Fascicula

Management şi Inginerie Tehnologică, vol. XI (XXI), Nr 2, Editura Universităţii din Oradea, 2.51-2.55,

2012.

[Lat 2013 01] Lateş, M. T., Stresses in skate/chain contacts, In: Analele Universităţii din Oradea, Fascicle

of Managemeet and Technological Engineering, vol. XII (XXII), ISSN 1583 – 0691, p.163-166, 2013.

[Lat 2013 02] Lateş, M. T., Gavrilă C.C., Temperature influence on the friction coefficient of the pa46

polyamide – steel type contacts, In: Analele Universităţii din Oradea, Fascicle of Managemeet and

Technological Engineering,vol. XXIV (XIV), ISSN 1583 – 0691, p 5-8, 2015/1.

[Lat 2014] Lateş, M.T., Velicu, R. and Papuc, R., Testing and fea as prediction strategies on the ball

bearings behaviour, International Journal of Surface Science and Engineering, vol 8, no. 4, Print ISSN:

1749-785X Online ISSN: 1749-7868, p. 345-355, 2014.



51

[Law 2012] Lawrence, L., Kent, Structural and thermal analysis using the Ansys Workbench release 14

environment, Ed. Stephen Schroff, ISBN 978 – 1 – 58503 – 754 – 4, 2012.

[Man 1970] Manea, Gh., Organe de masini, Vol. I, Ed. Tehnica, Bucuresti, 1970.

[Pap 2013] Papuc, R., Velicu, R., Tribological study of guide-chain contact, In: Analele Universităţii din

Oradea, Fascicle of Managemeet and Technological Engineering, vol. XXIII (XII), ISSN 1583 – 0691, p.

257 – 260, 2013/1.

[Pap 2014 01 Papuc, R., Velicu, R., Gavrilă C.C., Geometrical study of guide-chain contact, for general

chain transmission, In: Analele Universităţii din Oradea, Fascicle of Managemeet and Technological

Engineering, vol. XXIII (XIII), ISSN 1583 – 0691, p 123-126, 2014/1.

[Pap 2014 02] Papuc, R., Velicu, R., Lateş, M.T. Jaliu C., Geometrico-static modeling and simulation of

the contact between chain and guide of a reference transmission, applied Mechanics and Materials, vol.

658, p. 111-116, 2014.

[Pap 2014 03] Papuc, R., Velicu, R., Lateş, M.T., Study of the contact between toothed chains and guides,

The 11th IFToMM International Symposium on Science of Mechanisms and Machines Mechanisms and

Machine Science, vol. 18, p. 425-432, 2014.

[Pap 2015 02] Papuc, R., Velicu, R., Lateş, M.T., Guide-chain contact pressure tribological analysis, In:

Analele Universităţii din Oradea, Fascicle of Managemeet and Technological Engineering, vol. XXIV

(XIV), ISSN 1583 – 0691, p 169-174, 2015/1.

[Pat 1979] Patir, N., and Cheng, H.S., Application of Average Flow Model to Lubrication Between Rough

Sliding Surfaces, Trans. ASME, Ser. F, Journal of Lubrication Technology, vol. 101, p. 220-230, 1979.

[Pav 1971] Pavelecu, D., Concepţii noi, calcul şi aplicaţii în frecarea şi uzarea solidelor deformabile, Ed.

Academiei Române Bucureşti, Bucureşti, 1971.

[Pav 1977] Pavelescu, D., s.a, Tribologie, Ed. Didactica si Pedagogica, Bucuresti, 1977.

[Pav 2008] Pavlov, V. G., Wear calculations for Radial Ball Bearings published in Vestnik

Mashinostroeniya, No. 7, 2008.

[Rui 2012] Ruiten, J., Proost, R., Meuwissen, M., DSM Engineering Plastics., Geleen, Netherlands, 2012.

[Sch 2000] Schwaderlapp M, Koch F, Dohmen J Friction Reduction - the Engine’s Mechanical

Contribution to Saving Fuel, FISITA World Automotive Congress, Seoul, Korea, p 1-8, 2000.

[Tip 1957] Tipei N., Hidro – aerodinamica lubrificaţiei, Ed. Academiei Române Bucureşti, Bucureşti, 1957.

[Tun 2004] Tung S.C., McMillan M.L., Automotive tribology overview of current advances and challenges

for the future, Tribology International, vol. 37 p. 517-536. 2004.

[Vel 2012] Velicu R., Lateş M. T., Papuc R., Friction test ball on flat during running-in period on umt

tribometer, In: Analele Universităţii din Oradea, Fascicle of Managemeet and Technological

Engineering,vol. XI (XXI), ISSN 1583 – 0691, p 142-147, 2012/1.

Brevete

[Dem 1998] Dembosky, S. K., Haesloop, J.C., Adams, B.F,. Chain guid with extruded wear face, Patent

No 5813935, USA, 1998.

[Gro 1989] Groger, K., a.o., Guide rail for drive chains, Patent no 4832664, Germany, 1989.

[Hay 2009] Hayami, A., Iwata, T., Chain guide for use in engine, Patent No 2009/0036242, Japan, 2009.

[Mor 2011] Mori, K., Konno, M., Chain guide mechanism, Patent No 2011/0251002, Osaka, Japan, 2011.

[Oba 2001] Oba, F., Chain guide, Patent No 6312353, Japan, 2001.



52

[Ota 2011] Ota, s.a, Sliding member for chain system, chain guide, chain tensioner and chain system, Patent

No 06025130.3, Japan, 2006.

[Pap 2014] Papuc, R., Todi-Eftimie A. L., Gavrilă, C. C., ş.a., Dispozitiv destinat determinării

coeficienţilor statici de frecare de rostogolire-alunecare, Nr. 163, România, 2014.

[Tod 2014] Todi-Eftimie A. L., Papuc, R., Velicu, R., ş.a., Dispozitiv destinat determinării coeficienţilor

statici de frecare de alunecare, Nr. 162, România, 2014.

[Sim 1997] Simpson, R. T., Mott, P. J., Hydraulic tensioner for dual chain system, Patent No 5700216,

USA, 1997.

[Suz 1991] Suzuki, T., Kumakura, A., Chain guide having shoe made of plastic, Patent No 5045032, Japan,

1991.



53

REZUMAT

Cercetări teoretice și experimentale pentru optimizarea tribologică a sistemului de compensare

a jocurilor din transmisiile de distribuţie cu lanţ

Doctorand: ing. Radu Papuc Conducător științific: prof. dr. ing. Codruța Jaliu

Cuvinte cheie: frecare, patină, lanț dințat,testare, modelare.

Obiectivul general al tezei constă în optimizarea tribologică a sistemului de compensare a

jocurilor din transmisiile de distribuție cu lanț prin modelarea, testarea şi optimizarea contactului

patină de întindere – lanţ, studiul fiind abordat în concept mecanic. Obiectivul propus este

îndeplinit prin proiectarea și manufacturarea unui sistem de întindere a lanțului dințat al unei

transmisii utilizată la motoarele cu combustie. Într-o primă etapă se realizează modelarea

geometrică a contactelor dintre patina de întindere și lanțul de distribuție al unui motor, este

analizată poziția patinei de întindere în functie de raportul de transmitere și distanțele dintre roțile

de lanț. În continuare, prin utilizarea softului de modelare 3D (Catia) și analiză statică (ANSYS)

se determină distribuția presiunilor dintre eclisele în zona contactului patină – lanţ. Următoarea

etapă o constituie modelarea tribologică a distribuției presiunii exercitată de filmul de lubrifiant

pe lungimea și lățimea de contact a eclisei dinţate, folosind ecuaţia unidimensională a lui Reynolds.

Analiza parametrilor peliculei de lubrifiant rezultați din rezolvarea ecuației Reynolds oferă date

utile în vederea înţelegerii tranziției între lubrifierea limită şi cea hidrodinamică, în cazul

contactului dintre patina de întindere şi lanţul dinţat. Apoi este realizat studiul experimental al

determinării coeficienților de frecare statici, respectiv dinamici, utilizând tribometrul prismatic,

respectiv, tribometrul UMT, dintre eclisele unui lanţ dinţat (realizate din oţel) şi două tipuri de

segmente de patine, realizate din poliamidele PAx, respectiv, PA66. Urmează determinarea

experimentală a pierderilor prin frecare din sistemul de compensare a jocurilor din transmisiile de

distribuţie cu lanţ, utilizând standul de încercări tribologice, IFT, cu validarea rezultatelor obținute

și recomandări privind optimizarea sistemului de compensare a jocurilor din transmisiile de

distribuţie cu lanţ. În încheiere, sunt prezentate concluziile finale, contribuțiile originale ale

lucrării, valorificarea rezultatelor cercetării, precum și perspective viitoare de cercetare.



54

ABSTRACT

Theoretical and experimental research regarding tribological optimization of the clearences

compensation system within timing chain transmissions

Keywords: friction, guide, timing chain, testing, modeling.

The general objective of the thesis is the tribological optimization of the clearences

compensation system within timing chain transmissions by modelling, testing and optimizing the

contact between the tensioning guide and chain, the study being approached in a mechanical

concept. The proposed concept is fulfilled through designing and manufacturing a geared chain

tensioning system of a transmission used in combustion motors. In the first stage, there is

performed the geometrical modeling of contacts between tensioning guide and transmission chain

and the guide`s position is analyzed considering the transmission ratio and the distances between

the chain gears. Next, by using the 3D modeling software CATIA and statical analysis (ANSYS)

it is determined the pressure distribution between the plates found in the chain – guide contact

area. The following stage is the tribological modeling of the pressure exerted by the lubricated

film along the contact geared plate length and width, using the Reynolds unidimensional equation.

The analysis of the lubricated film resulted parameters out of the Reynolds equation give useful

data in understanding the transition between the limit and hydrodynamic lubrication, considering

the tensioning guide and geared chain contact. Afterwards, it is performed the experimental study

regarding the determination of statical and dynamical friction coefficients, using the prismatic

tribometer, the UMT tribometer. The experiments were performed between the plates of a geared

chain (made of steel) and two types of guide segments made of polyamides PAx and PA66. Next,

the tribological testing IFT stand is used to determine the friction losses between the compensation

clearence system from chain distribution transmissions and the results validation and conclusions

regarding the compensation clearence system from chain distribution transmissions optimization.

In the end, there are presented the final conclusions, original contributions, research results

valorification and future research prospects.



55

CURRICULUM VITAE

DATE PERSONALE

Nume RADU PAPUC

Adresa Jud. Brasov, str. Graurului, no.15, bloc E6, ap. 5

Telefon +40751080320

E-mail [email protected]

Locul şi Data Naşterii 07.12.1978, IASI, ROMANIA

STUDII

2011-2015

Doctorat

2005-2006

Master

2000-2005

Licenţă

Universitatea “Transilvania” Braşov, Romania;Catedra: Design de produs si mediu

Teză: Cercetări teoretice și experimentale pentru optimizarea tribologică a

sistemului de compensare a jocurilor din transmisiile de distribuţie cu lanţ;

Conducător: prof.dr.ing. Codruta JALIU

Universitatea Tehnica “Gheorghe Asachi” Iasi, Romania; Facultatea de Constructii de

Masini

Specializare: Managementul siTtehnologia Productiei

Universitatea Tehnica “Gheorghe Asachi” Iasi, Romania;Facultatea de Constructii de

Masini

Specializare: Masini hidraulice si pneumatice

LIMBI STRĂINE

Limba NIVEL

• Romana - Limba maternă

• Engleză - Nivel avansat

EXPERIENŢĂ PROFESIONALĂ

Între 2003 – 2006 : Radricrin Company Iasi – consultant vanzari.

Între 2006 – 2007 : Dacia Caremil Iasi – inginer service

Între 2008 – 2010 : OMV Iasi – consultant vanzari

Între 2010 – 2011 : Europack Brasov– manager vanzari

Softuri CAD/CAM/CAE : Dassault Systemes CATIA – nivel avansat ; AutoCAD –

nivel avansat; Ansys Fluent – nivel de bază;

Publicaţii 10 LUCRĂRI STIINŢIFICE (2 ARTICOLE INDEXATE ISI WEBOFSCIENCE, 8 ARTICOLE ÎN

REVISTE & VOLUME DE CONFERINŢE INTERNAŢIONALE, DINTRE CARE 6 CA PRIM AUTOR).

Cerere Brevet DISPOZITIV DESTINAT DETERMINĂRII COEFICIENŢILOR STATICI DE FRECARE DE

ROSTOGOLIRE-ALUNECARE, NR. 163, ROMÂNIA, 2014



56

CURRICULUM VITAE

PERSONAL DATA

Name RADU PAPUC

Address Jud. Brasov, str. Graurului, no.15, bloc E6, ap. 5

Telephone +40751080320

E-mail [email protected]

Date and Place of Birth 07.12.1978, IASI, ROMANIA

STUDIES

2011-2015

PhD.

2005-2006

MSc.

2000-2005

Bachelor

“Gheorghe Asachi” University of Iasi, Romania; Research Department of Product

Design and Environment

Thesis: Theoretical and experimental research regarding tribological optimization of

the clearences compensation system within timing chain transmissions; Supervisor:

prof.dr.eng. Codruta JALIU

“Gheorghe Asachi” University of Iasi, Romania; Machine Manufacturing Faculty;

Management and Tehnology of Production

“Gheorghe Asachi” University of Iasi, Romania; Machine Manufacturing Faculty;

Hydraulic and Pneumatic Machines

LANGUAGES

Language LEVEL

• Roamanian - Native language

• English - Advanced level, oral and written fluency, translations

PROFESSIONAL EXPERIENCE

Between 2003 – 2006 : Radricrin Company Iasi. – sales consultant.

Between 2006 – 2007 : Dacia Caremil Iasi Targu Secuiesc – service engineer

Between 2008 – 2010 : OMV Iasi – sales consultant

Between 2010 – 2011 : Europack Brasov – area sales manager

Known CAD/CAM/CAE Software: Dassault Systemes CATIA – advanced level; A

AutoCAD – advanced level;Ansys Fluent – base level;

Publications 10 SCIENTIFIC PAPERS (2 INDEXED ISI WEBOFSCIENCE, 8 ARTICLES PUBLISHED IN

JOURNALS & VOLUME OF INTERNATIONAL CONFERENCES, FROM WHICHY 6 AS FIRST

AUTHOR.

Patent Proposal DEVICE DESTINED FOR DETERMINATION OF THE ROLLING SLIP FRICTION

COEFFICIENTS , NO 163, ROMANIA, 2014.

theoretical and experimental research regarding ...old.unitbv.ro/portals/31/sustineri de...

Documents