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Resistenza a pitting delle ruote dentate

Il pitting è una forma di corrosione superficiale formante alveoli con la comparsa di piccoli danneggiamenti dalla morfologia caratteristica. Nel caso delle ruote dentate la causa è il carico hertziano elevato, in casi numericamente molto più limitati può essere dovuto a cavitazione. La valutazione è tipicamente a fatica e utilizza la teoria di Hertz.

La normativa UNI 8862: 1987 considera la condizione di resistenza a rottura del dente con la relazione:

9.19

nella quale σH s è la pressione hertziana di contatto viene calcolata con la seguente relazione:

9.81

Naturalmente è una tensione normale dovuta alla forza tangenziale Ft media di funzionamento agente sul dente, dalla larghezza di fascia b, dal rapporto di trasmissione

9.11

dal diametro primitivo del pignone (nota 1) d1 e da due serie di fattori, dipendenti dall’ingranaggio e dipendenti dal funzionamento.

La pressione di contatto ammissibile σHP è viene calcolata nel seguente modo:

9.10

nella quale σHlim è la pressione limite base di fatica di superficie, SHmin è il fattore di sicurezza minimo al pitting, ZN è il fattore di durata e similmente al caso della fatica per flessione, si ricava dalla curva di Wöhler a pitting del componente. I restanti fattori moltiplicativi sono dipendenti dalla valutazione a fatica.

I parametri relativi all’ingranaggio utilizzati nel calcolo della massima pressione hertziana di contatto indotta nel materiale che tengono conto della geometria del dente sono:

  • ZH fattore di zona: dipende dagli angoli caratteristici delle ruote e tiene conto degli effetti della curvatura relativa dei fianchi dei denti nel punto primitivo di ingranamento, si calcola tramite la relazione:

9.12

nella quale gli angoli αt, αt (nota 2) sono calcolati noti αn e β, col le relazioni trigonometriche:

9.13

dove d è il diametro primitivo di riferimento e d quello primitivo di funzionamento (nota 3).

  • ZE fattore di elasticità del materiale: dipende dalle caratteristiche meccaniche del materiale. Si ottiene dalla relazione tra i moduli elastici ed i coefficienti di Poisson delle due ruote:

 9.14

  • Zε fattore del rapporto di condotta: dipende dal rapporto di condotta trasversale e dal rapporto di ricoprimento ed è pari a:

    9.15

  • Zβ fattore dell’angolo d’elica: tiene conto degli effetti dell’angolo d’elica sulla distribuzione del carico. Si calcola tramite la relazione sperimentale:

9.16

I parametri relativi al funzionamento sono:

  • KA fattore di applicazione del carico.
  • KV fattore dinamico.
  • K fattore di distribuzione longitudinale – di disallineamento – del carico: tiene conto delle differenze di applicazione del carico lungo il dente. Normalmente si assume pari ad 1 mancando di una valutazione precisa.
  • K fattore di distribuzione trasversale del carico: tiene conto della variabilità provocata da errori di passo e di profilo nell’applicazione del carico.  Normalmente si assume pari ad 1 mancando di una valutazione precisa.

I parametri che riducono la pressione limite base di fatica di superficie per cause prettamente correlate alla fatica sono:

  • SHmin fattore di sicurezza a pitting, in generale è unitario ma è una scelta del progettista;
  • ZL fattore del lubrificante: è funzione della viscosità cinematica del lubrificante a temperature standard abitualmente tra 40°C e 50°C e della tensione σHlim. La normativa riporta delle espressioni analitiche per il calcolo e un diagramma che esprime l’andamento di ZL in funzione della viscosità;

9.2

  • ZR fattore di rugosità: è funzione delle rugosità medie sui fianchi dei denti e della tensione σHlim. La normativa riporta delle espressioni analitiche per il calcolo e un diagramma che esprime l’andamento di ZR in funzione della rugosità di superficie.

9.3

  • ZV è il fattore di velocità: è funzione degli effetti della rotazione tramite la massima velocità periferica vp. La normativa riporta delle espressioni analitiche per il calcolo e un diagramma che esprime l’andamento di ZV in funzione della velocità periferica e della tensione σHlim.

9.4

  • ZW è il fattore del rapporto tra le durezze: tiene conto del fatto che la resistenza di una ruota di acciaio aumenta se questa ingrana con un pignone che ha subito un indurimento superficiale e presenta una bassa rugosità sulla superficie dei denti. In prima approssimazione è funzione solo della durezza della ruota più tenera e può essere espresso tramite la relazione:

9.17

dove HB è la durezza Brinell sui fianchi della ruota. Se HB<130 oppure HB>400 si assume ZW =  1. In realtà altri fattori influiscono su ZW, perciò la formula analitica ci fornisce solo il valore centrale di una fascia di valori, come si può chiaramente notare dal diagramma fornito dalla normativa.

9.5

  • ZX è il fattore di dimensione e dipende dalle dimensioni della ruota. Se il materiale costituente la ruota è idoneo alla dimensione della stessa ed è stato trattato in modo opportuno si può assumere valore unitario.

  • ZN è il fattore di durata o fattore della curva di Wöhler e dipende dal materiale utilizzato. La relazione generale per il fattore di durata è la seguente:

9.18

dove NL è il numero di cicli richiesto e NLV ed E hanno i valori riportati nella figura seguente. Nella normativa sono riportati gli andamenti dei fattori di durata per alcune classi di materiali e sono inoltre fornite le corrispondenti relazioni analitiche.

(nota 1) La nomenclatura deriva dal sistema di trasmissione a catena od ingranaggi corona-pignone. In relazione al numero di denti il pignone è l’ingranaggio più piccolo, mentre la corona è l’ingranaggio più grande.

(nota 2) le grandezze con l’apice sono relative al funzionamento per ingranaggi tagliati con spostamento dei profili.

(nota 3) I diametri primitivi come gli angoli coincidono per ruote a profili non spostati.

Ruote dentate: calcolo a fatica per flessione

Nella ricerca di maggiori prestazioni accade sempre più frequentemente che la principale forma di sollecitazione delle ruote dentate sia la fatica meccanica. Condizioni operative gravose fanno insorgere disallineamenti che possono portare a failure la ruota ed il gruppo dove è montata. Il miglioramento della resistenza a fatica è un tema da sempre importante per il miglioramento della capacità di carico degli organi e dell’affidabilità delle macchine. I fenomeni di fatica di flessione hanno innesco per lo più in superficie, quindi i trattamenti superficiali sono importanti ma fondamentale è il corretto dimensionamento degli organi meccanici.

La norma UNI 8862: 1987 esprime la condizione di resistenza con la relazione:

image001

dove σF rappresenta la tensione(nota 1) equivalente al piede del dente nel punto più sollecitato che si calcola con la relazione:

image003

dipende dalla forza tangenziale media di funzionamento Ft, dalla larghezza di fascia della ruota b, dal modulo normale mn e e da due serie di fattori, dipendenti dall’ingranaggio e dipendenti dal funzionamento.

La tensione ammissibile σFP vale:

image005

nella quale σFlim è la tensione limite di fatica del materiale, SFmin è il fattore di sicurezza minimo alla flessione mentre gli altri coefficienti dipendono da parametri che modificano il limite di fatica del materiale. Tra questi è importante notare il fattore di durata YNT che rappresenta la curva di Wöhler.

I parametri relativi all’ingranaggio sono i seguenti:

  • yFa fattore di forma del dente,
  • ySa fattore di correzione della tensione,
  • yε fattore del rapporto di condotta,
  • yβ fattore dell’angolo d’elica.

yFa è il fattore di forma: tiene conto della geometria del dente sulla tensione nominale di flessione, si calcola con la relazione

image008

in analogia al calcolo del fattore di forma di Lewis yLw con l’adozione dell’effettivo angolo di inclinazione γ della forza F fra i denti con γ = αam riferito alla sezione normale del dente. La norma individua la sezione più sollecitata mediante due rette inclinate di 30° rispetto all’asse di simmetria del dente ed aventi origine nel punto di intersezione fra l’asse di simmetria e la retta di contatto e tangenti al profilo dell’evolvente.

 

Il valore yFa si può ottenere anche da diagrammi secondo il tipo di dentiera come funzione del numero di denti virtuale Zv.

ySa è un fattore di correzione della tensione nominale di flessione che tiene conto oltre che di concentrazioni di tensione al piede del dente anche del fatto che la tensione effettiva non è dovuta solo alla flessione. Il calcolo di questo fattore secondo norma prevede una varietà di casi particolari ma se non serve una determinazione fine si può ricorrere a forme diagrammate.

Il fattore ySF può essere usato in sostituzione dei fattori yFa e ySa come loro prodotto, viene diagrammato in funzione del numero di denti Z o Zv nel caso di ruote a denti elicoidali.

8.2

ye è il fattore del rapporto di condotta, tiene conto del fatto che quando i denti in presa sono più di uno, la forza non è applicata in testa al dente, come succede per yFa e ySa, ma in un altro punto del profilo del dente. La normativa porge le seguenti formule per il calcolo:

8.15

Per il calcolo di εα viene proposta la seguente formula:

image012

nella quale R1 ed R2 sono i raggi primitivi delle ruote 1 e 2, Re1 ed Re2 i raggi di troncatura esterna, Rb1 ed Rb2 i raggi di base, p e pb i passi sulla circonferenza primitiva e quella di base αt è l’angolo di pressione sulla sezione frontale del dente.

yb è il fattore dell’angolo d’elica e tiene conto dell’effetto dell’elicoidalità del dente sulla tensione effettiva, pertanto assumerà valore 1 per ruote a denti diritti. Per comodità si utilizza un diagramma che porge il valore in funzione dell’angolo d’elica β e del coefficiente di ricoprimento εβ.

8.4

L’altra categoria di parametri è quella dei parametri relativi al funzionamento che sono:

  • KA fattore di applicazione del carico;
  • KV fattore dinamico;
  • KFb fattore di distribuzione longitudinale del carico(nota2);
  • KFa fattore di distribuzione trasversale del carico.

La particolarità sta nel fatto che ognuno sia funzione anche dei precedenti quindi devono essere calcolati nell’ordine indicato. come sempre esiste un metodo di calcolo semplificato, a meno di esigenze particolari che richiedano invece il calcolo rigoroso.

KA è il fattore di applicazione del carico e tiene conto dell’entità dei sovraccarichi a cui è sottoposto il sistema per cause esterne all’ingranaggio; può essere determinato tramite una tabella in funzione dei tipi di sovraccarico che si presentano sul motore e sulla macchina:

8.5

Fattore di applicazione del carico

KV è il fattore dinamico e tiene conto degli effetti dovuti alle masse rotanti, e, secondo un calcolo di prima approssimazione, è funzione solo della massima velocità periferica della ruota dentata vp calcolata in corrispondenza della circonferenza primitiva.

image013

Per ingranaggi e condizioni di funzionamento “ordinarie” la normativa fornisce un’altra espressione:

image015

 In cui B e A hanno le seguenti espressioni:

image017

A è espressa in m/s e B è espressa in s/m. Le costanti sono:

  • G il grado di precisione della ruota dentata
  • c valore costante
    • c = 0,18 per ruote a denti diritti con G ≤ 9
    • c = 0,1 per ruote a denti elicoidali con G ≤ 9.

Esistono forme legate alla fabbricazione per la valutazione di questo parametro, per una velocità tangenziale in m/s vale:

  • Kv = ( 3.5 × v ) / 3.5 per ghisa in profilo di fusione
  • Kv = ( 6.1 × v ) / 6.1 per profilo tagliato o fresato
  • Kv = ( 3.56 × v ) / 3.56 per profilo ottenuto con creatore o strozzatrice
  • Kv = ( 3.58 × v ) / 3.58 per profilo sbarbato o rettificato.

Se il numero di denti minimo è superiore a 50 o la forza riferita alla larghezza di fascia è inferiore al limite, bisogna usare dei Kv più cautelativi di quelli calcolati, oppure approfondire il calcolo, se A non supera i 3m/s, possiamo assumere valore unitario per il fattore dinamico.

KFb è il fattore di distribuzione longitudinale del carico e tiene conto delle disomogeneità di applicazione del carico lungo il dente, in mancanza di informazioni precise si può assumere il valore 1.

KFa è ancora un fattore di distribuzione longitudinale del carico e tiene conto delle disuniformità a causa di errori di passo e di profilo nell’applicazione del carico, in mancanza di informazioni precise si può assumere il valore 1.

I parametri relativi alla fatica che producono una riduzione della tensione ammissibile sono:

  • yST fattore di correzione della tensione ;
  • SFmin fattore di sicurezza a flessione ;
  • yδrelT fattore relativo di sensibilità all’intaglio;
  • yRrelT fattore relativo dello stato della superficie al piede del dente;
  • yX fattore di dimensione ;
  • yNT fattore di durata.

Nel dettaglio:

yST è il fattore di correzione della tensione e tiene conto del tipo di sollecitazione (pulsante, alternata, alternata positiva…) e si ricava utilizzando il diagramma di Smith e Goodman

8.6 Nel caso, ad esempio, di sollecitazione pulsante positiva la normativa porge:

σs = 2⋅ σ0 da cui σFp = 2 σFlim quindi yFP = 2

SFmin è il fattore di sicurezza a flessione che per le sollecitazioni di fatica in generale è pari a 1.

yδrelT è il fattore relativo all’intaglio, dipende dal grado di precisione “tecnologica” della ruota dentata, pertanto vale 1 per ruote “tecnologicamente perfette” prese come riferimento, può comunque essere calcolato con la seguente relazione:

image019

Nella quale il coefficiente ρ’ dipende dalla sensibilità intrinseca del materiale all’intaglio e si può ricavare da tabelle fornite dalla normativa; qs è detto parametro d’intaglio e può anch’esso essere calcolato con la seguente formula:

qs = SFn / 2ρF

con i valori riferiti alla dentiera di riferimento.

8.7

sFn è lo spessore del dente al piede ed è calcolabile con le formule date dalla norma:

image022

nella quale:

image024

x è il coefficiente di spostamento del profilo della dentatura e ρF in mm è il raggio di curvatura in corrispondenza della testa del dente. Le formule per il calcolo sono fornite dalla normativa:

image026

yRrelT è il fattore relativo dello stato della superficie al piede del dente e dipende dal grado di finitura superficiale nei punti di maggiore sollecitazione alla base del dente. Il calcolo da norma è il seguente:

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image030

nella quale Rtm è la rugosità media al piede del dente. Le costanti a, b, c, n dipendono dal materiale. La norma fornisce anche dei grafici per un calcolo rapido, se non si necessita di particolare precisione.

yX è il fattore dimensionale e dipende dalle dimensioni della ruota. Il fattore dimensionale è diagrammato in funzione del modulo normale e del tipo di materiale.

8.8

In condizioni ottimali si può assumere questo fattore di valore unitario.

yNT è il fattore di durata o fattore della curva di Wöhler e dipende dal materiale utilizzato. Per la maggior parte dei materiali utilizzati in meccanica si può esprimere come:

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dove k, Nol, NA, E sono costanti dimensionali dipendenti dal materiale e fornite dalla normativa. Nella normativa sono riportati gli andamenti dei fattori di durata per alcune classi di materiali.

(nota 1) tensione effettiva

(nota2) di disallineamento

Correzioni al metodo di Lewis per il calcolo del modulo di dentatura

La versione correntemente usata per il metodo di Lewis è la seguente:

image001

nella quale

image003

I valori di forma Y per ruote dentate con angolo di pressione α = 20° sono riportati nell’articolo Calcolo modulo minimo di dentatura con il metodo di Lewis del quale riprendiamo la fine.

La versione modificata per il metodo di Lewis è la seguente:

image006

Kv tiene conto degli effetti dinamici per una velocità tangenziale v in [ m / s ] e vale:

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Calcolo modulo minimo di dentatura con il metodo di Lewis

Con il metodo di Lewis si calcola il modulo minimo di dentatura per una ruota dentata a denti dritti. L’ipotesi base è che il dente, sia una mensola incastrata soggetta a flessione semplice per effetto dello sforzo trasmesso dalla coppia di denti in presa. Lewis trascura pertanto lo sforzo assiale sul dente. Nella scelta delle tensioni di calcolo si intuisce che, per la varietà di applicazione degli ingranaggi, sia difficile definire un criterio unico di valutazione. A esempio nell’ambiente automotive si utilizzano materiali di qualità con tensioni di lavoro alte, nelle macchine utensili che devono essere rigide si usano materiali più economici con tensioni di lavoro più basse. Va detto che nel progetto di organi meccanici spesso si deve tener conto sull’esperienza di settore.

Alcuni valori indicativi per materiali comuni sono i seguenti:

C10 200 N/mm2
 C40  250 N/mm2
 16CrNi4 420 N/mm2
 38NiCrMo4 370 N/mm2

Fermo restando l’uso di coefficienti di sicurezza opportuni. Per verificare la resistenza a flessione di un dente secondo il modello di Lewis la valutazione delle forze trasmesse dai denti in presa alla ruota è schematizzata come di seguito indicato.

La forza sollecita quindi una trave incastrata con una sezione al piede rettangolare per la quale vale la relazione:

image001

le caratteristiche della sezione sono altezza ymax = t/2 e larghezza pari a B. La sollecitazione diviene pertanto:

image003

poiché la tensione massima si verifica alla base del dente e mediante la similitudine tra triangoli risulta che:

image006

sostituendo il valore di x  e ricordando che il passo primitivo p = somma tra spessore dente e larghezza vano si ottiene:

image007

introducendo il fattore di forma di Lewis:

image014

si ottiene la formula semplificata:

image012

La versione correntemente usata per il metodo di Lewis è la seguente:

image013

nella quale p = π × m e Y = 2x / 3m.

I valori di forma Y per ruote dentate con angolo di pressione α = 20° sono:

Z Y
12  0.245
 13  0.261
14 0.277
15 0.290
16 0.296
17 0.303
18 0.309
19 0.314
20 0.322
21 0.328
22 0.331
24 0.337
26 0.346
28 0.353
30 0.359
34 0.371
38 0.384
43 0.397
50 0.409
60 0.422
75 0.435
100 0.447
150 0.460
300 0.472
400 0.485
DENTIERA 0.485

Rimandiamo all’articolo Correzioni al metodo di Lewis per il calcolo del modulo di dentatura

Riduttore epicicloidale: progettazione e dimensionamento

In questo articolo portiamo un esempio di dimensionamento per un riduttore epicicloidale come riportato nell’articolo progetto di un riduttore epicicloidale nell’ipotesi che il riduttore sia collegato all’albero in ingresso ad un motore asincrono in corrente alternata trifase a 4 poli.

Calcolo velocità e coppia del motore

Calcoliamo il numero di giri per una frequenza di rete di 50Hz, per primo calcoliamo il numero di coppie di poli per fase:

 Numero coppie poli per fase = numero poli / 2

Subito dopo calcoliamo il numero di giri nominale:

Nn = 60 ⋅ ( f / ncpf ) = 60 ⋅ ( 50 / 2 ) = 1500 [rpm]

La velocità del rotore a pieno carico in condizioni nominali è sempre minore di circa il 3-6%  – fenomeno dello scorrimento elettrico – la velocità di rotazione effettiva del rotore diventa circa 1450 [rpm]. Questa è la velocità di riferimento normalmente utilizzata per i motori a 4 poli.

Nm = 1450 [rpm] = 2 ⋅ π ⋅ 1450 /60 = 149 [rad/s]

Ipotizzando una potenza del motore elettrico pari a 2 kW è possibile calcolare la coppia in ingresso al riduttore:

M1 = Potenza / Nm = 2000 / 149 = 13,42 [Nm].

Per completezza teniamo in conto gli effetti dovuti alle masse in rotazione lato albero in ingresso introducendo il ka detto fattore dinamico di sovraccarico, in prima approssimazione è funzione solo della massima velocità periferica della ruota dentata calcolata in corrispondenza della circonferenza primitiva. Per semplicità ipotizziamo:

ka = 1,5

valido per ingranaggi e condizioni di funzionamento “ordinarie”.

La coppia effettiva risulta quindi pari a:

Meff = M1 ⋅ ka = 13,42 ⋅ 1,5 = 20.13 [Nm] = 201300 [Nmm].

Calcolo rapporto di riduzione

Ipotizziamo che il numero di giri in uscita sia paria a 200 [rpm] pertanto il rapporto di riduzione risulta essere:

i = 200 / 1450 = 0,138.

La coppia disponibile sull’albero in uscita è quindi a meno delle inerzie del riduttore pari a 20.13 / 0.138 = 145.87 [Nm].

Calcolo numero denti del solare

Il solare che è solidale all’albero in ingresso gira a 1450 [rpm] con una coppia di 20.13 [N/m], il passo successivo è calcolare il modulo ed il numero di denti del solare. Ricordando che il numero minimo di denti di una ruota a denti dritti con angolo di pressione 20° è calcolabile mediante il modello pignone cremagliera, risulta che:

Zmin = 17

che adottiamo secondo il criterio di ottimizzare costi e dimensioni.

Calcolo modulo dentatura

Per proporzionare i denti della ruota ci sono due metodi:

  1. Metodo di REULEAU⋅ che calcola il dente considerandolo come una trave incastrata di lunghezza h e di sezione rettangolare pari a s ⋅ b soggetta alla forza periferica Ft applicata sullo spigolo del dente in corrispondenza del diametro di troncatura esterna.
  2. Metodo di LEWIS è sempre un calcolo a flessione. La differenza da Reuleaux è il punto di applicazione della forza tangenziale Ft che adesso è il punto dove la retta di pressione interseca l’asse del dente. La forza quindi agisce ad una distanza minore dell’altezza del dente che diviene un solido di profilo parabolico con sezione resistente di base di dimensioni b = λ ⋅ m dove m = larghezza del dente.

Per dimensionare il dente di seguito ipotizziamo:

  • acciaio da cementazione con una σ adm = 200 N/mm²,
  • λ = b / m = 10.

Il calcolo è iterativo poiché la velocità periferica dipende dal modulo e reciproco pertanto dovremo trovare la convergenza dei valori con il seguente procedimento:

vpsol = ωsol ⋅ dsol / 2 = ωsol ⋅ m ⋅ zsol / 2

ωsol = 1450 [rpm] = 1450 ⋅ 2 ⋅ π / 60 = 151.75 [rad/s]

m = √ [ ( 10.9 ⋅ Meff / n° satelliti ) / ( λ ⋅ kd ⋅ vpsol) ]

kd =  σ adm ⋅ ( 3 / ( 3 + vpsol)).

Il modulo risultante dal calcolo è 1,63767 [mm] che chiaramente non esiste, adottiamo quindi il modulo 2 [mm] che risulta essere quello subito maggiore. Il modulo calcolato vale per tutti gli elementi ingranati tra loro ovvero solare, satelliti e corona. Per il calcolo di numero denti satelliti e corona utilizziamo per semplicità il profilo normale non corretto.

Calcolo numero denti satelliti e corona

Per determinare il numero di denti della corona e dei satelliti utilizziamo le relazioni costitutive, che sono:

i = Zsol / (Zsol + Zco)

Zsol = 17, i = 0,138 da cui sostituendo:

Zco = (17 / 0.1.38) – 17 = 123.2 – 17 = 106.2 = 105

La condizione di montaggio deve essere un numero intero, pertanto:

( Zsol + Zco ) / n° satelliti = ( 105 + 17 ) / 3 = 40,67 che è molto vicino a 41 e pertanto soddisfa.

Calcolo del numero denti satellite con la relazione:

Zco = Zsol + 2 ⋅ Zsa

che sostituendo i valori sostituendo Zco = 105 e Zsol = 17 diviene

105 = 17 + 2 * Zsa da cui

Zsa = (105 -17) / 2 = 44

Calcolo rapporto di riduzione reale Gli arrotondamenti sopra introdotti comportano una modifica al rapporto di riduzione richiesto che è calcolato come numero di giri  i = 200 / 1450 =  0,138. Calcolando il rapporto di riduzione con le equazioni costitutive il calcolo porge:

i = Zsol / (Zsol + Zco) = 17 / ( 17 + 105 ) = 0.139.

Che deve essere commisurato al grado di precisione richiesto. Nel nostro caso la differenza percentuale è minima e ottima per applicazioni industriali normali.

Interferenza tra le dentature

Il modulo della dentatura è pari a 2 mm che corrisponde all’addendum del dente (2mm) mentre i dedendum è 2.5mm per tutte le ruote. Lo stesso vale per la lunghezza minima fascia del dente che è pari a 30 mm. Per i restanti dati riportiamo un sunto schematico:

                          Solare / Satellite / Corona3.3

n° denti                                                      17 / 25 / 67

diametro primitivo [mm]                      34 / 50 / 134

diametro di fondo [mm]                        29 / 45 / 129

diametro di troncatura dente [mm]    38 / 54 / 138

Tra solare e satellite possiamo escludere la presenza di interferenza poiché si tratta di dentature esterne calcolate secondo i criteri di dimensionamento normalizzati. Per quanto riguarda invece le possibili interferenze tra satellite e corona non possiamo darla per scontata poiché si tratta di dentatura interna. Pertanto una verifica è da ritenersi necessaria specie nella fase di entrata del dente del pignone satellite nel vano del dente della corona. La verifica è geometrica e consiste nel verificare che il raggio di troncatura della corona sia superiore alla distanza tra il centro della corona e il punto in cui la retta d’azione è tangente al cerchio di base del satellite. Se ciò non avviene la base del dente del satellite interferisce con la testa del dente della corona.

Raggio di troncatura dente corona = 138 / 2 = 69 mm.

Raggio primitivo corona ⋅ sen 20° = 134 /2 ⋅ sen 20° = 22.91 mm

Raggio primitivo satellite ⋅ sen 20° = 50 /2 ⋅ sen 20° = 8.55 mm

Raggio primitivo corona ⋅ cos 20° = 134 /2 ⋅ cos 20° = 62.96 mm

Distanza centro corona e punto tangenza corona/satellite = √ [( 22.91 – 8.55)² + 62.96²] = 64.58 mm < 69 mm

La condizione è verificata.

La progettazione dei riduttori epicicloidali

Dal punto di vista applicativo la principale caratteristica del riduttore epicicloidale è di avere gli alberi di ingresso e di uscita coassiali in alternativa, per esempio, al riduttore a vite e madrevite nel quale sono perpendicolari. La seconda caratteristica è la reversibilità, infatti si può sentir parlare di moltiplicatore di giri epicicloidale. Per ultimo il range di rapporti di riduzione è elevato perché  può essere presente in configurazione singola o multistadio. I materiali e le caratteristiche tecnologiche sono crescenti fino alla realizzazione di ruote in acciaio legato con denti a profilo rettificato, per maggior rigidità del dente vengono eseguiti trattamenti di cementazione e tempra. Per impieghi di precisione sotto carico possono essere utilizzate ruote a denti inclinati, mentre la realizzazione degli alberi con acciai bonificati e rettifica delle sedi, permettono un buon accoppiamento con i cuscinetti a sfere o rulli a seconda delle coppie trasmesse, permettono di aumentare la vita tecnica. In considerazione del fatto che un riduttore raramente viene revisionato preventivamente diviene importante che il grasso contenuto di tipo sintetico di alta qualità per mantenere backlash ridotti e rendimenti alti per lungo tempo.

La trasmissione è realizzata da tre componenti:

  1. ingranaggio solare,
  2. porta-satelliti
  3. corona a dentatura interna.

Quando i tre componenti sono liberi di ruotare si ottiene un differenziale epicicloidale, mentre quando uno dei tre è fisso e gli altri due mobili si ottiene il riduttore epicicloidale in tre diverse configurazioni grazie alle quali il movimento rotatorio viene trasmesso con diverso rapporto di riduzione e trasmissione coppia. Le tre possibili combinazioni sono;

  • Porta-satelliti fisso, solare e corona mobili
    • albero di ingresso e uscita hanno senso di rotazione opposti
  • Corona fissa, solare e porta-satelliti mobili
    •  albero di ingresso e uscita hanno lo stesso senso di rotazione
  • Solare fisso, porta-satelliti e corona mobili
    • albero di ingresso e uscita hanno lo stesso senso di rotazione.
5.3

POSSIBILI CONFIGURAZIONI DI UN RIDUTTORE EPICICLOIDALE

Nel seguito un riduttore epicicloidale nella forma più comune con corona fissa, solare e porta-satelliti mobili per il quale albero di ingresso e uscita hanno lo stesso senso di rotazione.

Semplificando la questione cinematica imponiamo e condizioni di congruenza cinematica per le quali:

  • PRIMA CONDIZIONE:
    • distanza radiale alberi porta-satelliti = diametro primitivo dell’ingranaggio solare/2 + diametro primitivo ingranaggio satellite/2
    • distanza radiale alberi porta-satelliti = modulo/2 x (numero denti ingranaggio solare + numero denti ingranaggio satellite)
  • SECONDA CONDIZIONE:
    • diametro primitivo corona = modulo x numero denti corona
    • diametro primitivo corona = diametro primitivo dell’ingranaggio solare + 2 x diametro primitivo ingranaggio satellite
    • diametro primitivo corona = modulo x (numero denti ingranaggio solare + 2 x numero denti ingranaggio satellite)
  • TERZA CONDIZIONE:
    • modulo costante.

Con queste condizioni si ottiene il legame costitutivo che lega il numero di denti dei tre elementi:

Z corona = Z solare + 2 x Z satellite

Le condizioni cinematiche riferite alle circonferenze primitive porgono:

  • QUARTA CONDIZIONE:
    • velocità tangenziale ingranaggio solare = velocità di rotazione ingranaggio solare x raggio ingranaggio solare
    • velocità tangenziale ingranaggio solare = velocità di rotazione ingranaggio solare x modulo x numero denti ingranaggio solare/2
  • QUINTA CONDIZIONE (riferita alla rotazione istantanea del satellite attorno al punto di ingranamento sulla corona):
    • velocità tangenziale ingranaggio satellite = velocità istantanea di rotazione ingranaggio satellite x diametro ingranaggio satellite
    • velocità tangenziale ingranaggio satellite = velocità istantanea di rotazione ingranaggio satellite x modulo x numero denti ingranaggio satellite
  • SESTA CONDIZIONE (ingranamento solare – satellite):
    • velocità tangenziale ingranaggio solare = velocità tangenziale ingranaggio satellite
  • SETTIMA CONDIZIONE (collegamento tra satellite e porta-satellite):
    • velocità tangenziale asse del satellite = velocità periferica satellite / 2
    • velocità tangenziale asse del satellite = velocità istantanea di rotazione ingranaggio satellite x diametro ingranaggio satellite / 2
    • velocità tangenziale asse del satellite = velocità istantanea di rotazione ingranaggio satellite x modulo x numero denti ingranaggio satellite / 2.

Dalle condizioni di cui sopra risulta che la velocità tangenziale del perno solidale al porta-satelliti può essere espressa come segue:

velocità tangenziale asse del satellite = velocità di rotazione del porta-satelliti x (diametro primitivo dell’ingranaggio solare/2 + diametro primitivo ingranaggio satellite/2)

velocità tangenziale asse del satellite = velocità di rotazione del porta-satelliti x modulo x (numero denti ingranaggio solare/2 + numero denti ingranaggio satellite/2)

A questo punto utilizzando la congruenza geometrica si ottiene il rapporto di riduzione in funzione del solo numero di denti:

i = Z solare / (Z solare + Z corona)

Il riduttore epicicloidale per essere montato richiede il rispetto di una regola per ingranare i denti del solare nei tre satelliti imperniati sul porta-satelliti:

(numero denti ingranaggio solare +  numero denti corona) / n° satelliti = numero intero

Le verifiche periodiche degli apparecchi a pressione

Le due grandi famiglie di attrezzature soggette a verifica periodica sono:
– ascensori e impianti di sollevamento
– apparecchi a pressione.

Le attrezzature in pressione del gruppo GVR sono classificate in:

Recipienti contenenti fluidi p> 0,5 bar,
Generatori di vapore d’acqua, di acqua surriscaldata,
Tubazioni contenenti gas, vapore e liquidi,
Generatori di calore (impianti di riscaldamento con P>116 kW),
Forni per industrie chimiche ed affini,
Insiemi (assemblaggi di attrezzature da parte di un costruttore certificati CE come insiemi – D. Lgs n.93/2000).

La normativa prevede inoltre che gli Apparecchi Semplici a Pressione ed i Recipienti Contenenti GPL del Gruppo GVR siano esclusi. Gli apparecchi semplici sono definiti dal D.L. 311/1991 e trattati nel DM 329/04, sebbene non fossero stati contemplati dalla Direttiva PED. Per essi si applicano i seguenti articoli:

l’art. 2.i – esclusione dalla applicazione del DM 329/04 per i recipienti aventi capacità inferiore a 25 litri oppure capacità inferiore a 50 litri e pressione non maggiore di 12 bar;
l’art. 5.c – esclusione dalla verifica di primo impianto per i recipienti aventi pressione di esercizio non maggiore di 12 bar e prodotto pressione per volume inferiore a 8000 bar x litro;
l’art 11.a – esclusione dall’obbligo della riqualificazione periodica per i recipienti aventi pressione non maggiore di 12 bar e prodotto pressione per volume non superiore a 12000 bar x litro e in assenza di corrosione interna o esterna.

Per quanto riguarda i Recipienti Contenenti GPL l’esonero è concesso dall’INAIL (art. 9 del D.M. 21/05/1974) LIMITATAMENTE alle verifiche di funzionamento biennali previste dall’art. 13 D.M. n. 329/2004. Rimane l’obbligo della verifica di integrità a cadenza decennale.

La disciplina degli esoneri è la seguente:

Decreto del Ministero per lo sviluppo economico, 29 febbraio 1988, “Norme di sicurezza per la progettazione l’installazione e l’esercizio dei depositi di gas di petrolio liquefatto con capacità complessiva non superiore a 5 mc” (G.U. 9 marzo 1988 n. 57);
Decreto del Ministero delle attività produttive, 23 settembre 2004 “Modifica del decreto del 29 febbraio 1988, recante norme di sicurezza per la progettazione, l’installazione e l’esercizio dei depositi di gas, di petrolio liquefatto con capacità complessiva non superiore a 5 m3 e adozione dello standard europeo EN 12818 per i serbatoi di gas di petrolio liquefatto di capacità inferiore a 13 m3. (G.U. Serie Generale n.243 del 15-10-2004).

A riguardo degli apparecchi a pressione la norma recita “la S.S. Verifiche Apparecchi a Pressione effettua le verifiche periodiche di apparecchi/insiemi a pressione (generatori di vapore, recipienti di vapore, recipienti di gas etc…) in conformità alle disposizioni del D.Lgs. 81/08, del D.M. 329/04, del Regio Decreto 12.5.1927 n.824 e s.m.i. e verifica gli impianti termici ad acqua calda con temperatura di esercizio non superiore a quella di ebollizione alla pressione atmosferica, secondo quanto disposto nel D.M. 1.12.1975”.
Per quanto riguarda la titolarità delle verifiche periodiche delle attrezzature di lavoro successive alla prima, con riferimento alle modifiche al Decreto 81 dovute alla Legge n. 98/2013 di conversione del D. L. n. 69/2013 è utile riportare l’attuale comma 11 e 12 dell’art. 71 del D.Lgs. 81/2008:

11. Oltre a quanto previsto dal comma 8, il datore di lavoro sottopone le attrezzature di lavoro riportate nell’ALLEGATO VII a verifiche periodiche volte a valutarne l’effettivo stato di conservazione e di efficienza ai fini di sicurezza, con la frequenza indicata nel medesimo ALLEGATO. Per la prima verifica il datore di lavoro si avvale dell’INAIL, che vi provvede nel termine di quarantacinque giorni dalla richiesta. Una volta decorso inutilmente il termine di quarantacinque giorni sopra indicato, il datore di lavoro può avvalersi, a propria scelta, di altri soggetti pubblici o privati abilitati secondo le modalità di cui al comma 13. Le successive verifiche sono effettuate su libera scelta del datore di lavoro dalle ASL o, ove ciò sia previsto con legge regionale, dall’ARPA, o da soggetti pubblici o privati abilitati che vi provvedono secondo le modalità di cui al comma 13. Per l’effettuazione delle verifiche l’INAIL può avvalersi del supporto di soggetti pubblici o privati abilitati. I verbali redatti all’esito delle verifiche di cui al presente comma devono essere conservati e tenuti a disposizione dell’organo di vigilanza. Le verifiche di cui al presente comma sono effettuate a titolo oneroso e le spese per la loro effettuazione sono poste a carico del datore di lavoro.
12. Per l’effettuazione delle verifiche di cui al comma 11, le ASL e l’ISPESL possono avvalersi del supporto di soggetti pubblici o privati abilitati. I soggetti privati abilitati acquistano la qualifica di incaricati di pubblico servizio e rispondono direttamente alla struttura pubblica titolare della funzione.

Da questa breve analisi delle questioni di sicurezza degli apparecchi a pressione risultano i seguenti punti salienti:

la verifica di primo impianto o di messa in servizio è di competenza dell’I.N.A.I.L. ex Dip. I.S.P.E.S.L. territorialmente competente.
la prima delle verifiche periodiche è di competenza dell’I.N.A.I.L. ex Dip. I.S.P.E.S.L. territorialmente competente.
le attrezzature a pressione/insiemi che possono essere verificate dai soggetti abilitati sono quelle nel rispetto delle modalità previste nel D.M. 11 aprile 2011. Quelle comprese nell’Allegato VII del D.Lgs. 81/2008.
i Soggetti Abilitati non possono effettuare la verifica di primo impianto ovvero della messa in servizio, con riferimento all’Art.4 del D.M.329/04 le competenze rimangono in capo all’ I.N.A.I.L.;
i Soggetti Abilitati non possono effettuare verifiche periodiche su centrali termiche condominiali non necessarie all’attuazione di un processo produttivo, per tali impianti non si applicano le disposizioni del D.M. 11/04/2011 ma continua ad applicarsi il D.M. 01/12/1975.

Contattaci per maggiori informazioni.

Concludiamo questa rapida informativa segnalando che i siti istituzionali rendono disponibili i modelli di:

Richiesta verifica periodica apparecchi a pressione;
Dichiarazione sostitutiva atto di notorietà per duplicato libretto apparecchi a pressione;
Richiesta duplicato libretto apparecchi a pressione;
Denuncia inattività apparecchi a pressione;
Libretto tirocinio.

Per la mancata richiesta di verifica periodica è prevista una sanzione a carico del datore di lavoro e del dirigente. Art. 71 co. 11: sanzione amministrativa pecuniaria da 548,00 a 1.972,80 euro [Art. 87, co. 4, lett. b)]. Inoltre, ai sensi dell’art. 7, DM 324/2004, la mancata esecuzione delle verifiche e prove alle date di scadenza previste, indipendentemente dalle cause che l’hanno prodotta, comporta i seguenti oneri a carico degli utilizzatori:

messa fuori esercizio delle attrezzature ed insiemi coinvolti ;
esecuzione, da parte dei soggetti incaricati per l’attività di verifica, delle verifiche e prove previste dalla normativa vigente per il successivo riavvio.

Periodicità verifiche attrezzatura (GVR)

Attrezzature/insiemi contenenti fluidi del gruppo 1 (D.lgs. 93/2000 art. 3) Verifica di funzionamento: biennale
Recipienti insiemi classificati in III e IV categoria, recipienti contenenti gas instabili appartenenti alla categoria dalla I alla IV, forni per le industrie chimiche e affini, generatori e recipienti per liquidi surriscaldati diversi dall’acqua Verifica di integrità: decennale
Attrezzature/insiemi contenenti fluidi del gruppo 1 (D.lgs. 93/2000 art. 3) Recipienti/insiemi classificati in I e II categoria. Verifica di funzionamento: quadriennale, Verifica di integrità: decennale
Attrezzature/insiemi contenenti fluidi del gruppo 1 (D.lgs. 93/2000 art. 3) Tubazioni per gas, vapori e liquidi surriscaldati classificati nella I, II e III categoria Verifica di funzionamento: quinquennale Verifica di integrità: decennale
Attrezzature/insiemi contenenti fluidi del gruppo 1 (D.lgs. 93/2000 art. 3) Tubazioni per liquidi classificati nella I, II e III categoria Verifica di funzionamento: quinquennale Verifica di integrità: decennale
Attrezzature/insiemi contenenti fluidi del gruppo 1 (D.lgs. 93/2000 art. 3) Recipienti per liquidi appartenenti alla I, II e III categoria. Verifica di funzionamento: quinquennale Verifica di integrità: decennale
Attrezzature/insiemi contenenti fluidi del gruppo 2 (D.lgs. 93/2000 art. 3) Recipienti/insiemi contenenti gas compressi, liquefatti e disciolti o vapori diversi dal vapore d’acqua classificati in III e IV categoria e recipienti di vapore d’acqua e d’acqua surriscaldata appartenenti alle categorie dalla I alla IV Verifica di funzionamento: triennale Verifica di integrità: decennale
Attrezzature/insiemi contenenti fluidi del gruppo 2 (D.lgs. 93/2000 art. 3) Recipienti/insiemi contenenti gas compressi, liquefatti e disciolti o vapori diversi dal vapore d’acqua classificati in I e II categoria Verifica di funzionamento: quadriennale Verifica di integrità: decennale
Attrezzature/insiemi contenenti fluidi del gruppo 2 (D.lgs. 93/2000 art. 3) Generatori di vapor d’acqua. Verifica di funzionamento: biennale Visita interna biennale Verifica di integrità: decennale
Attrezzature/insiemi contenenti fluidi del gruppo 2 (D.lgs.93/2000 art. 3) Tubazioni gas, vapori e liquidi surriscaldati classificati nella III categoria, aventi TS < 350°C Verifica di integrità: decennale Attrezzature/insiemi contenenti fluidi del gruppo 2 (D.lgs. 93/2000 art. 3) Tubazioni gas, vapori e liquidi surriscaldati classificati nella III categoria, aventi TS > 350°C Verifica di funzionamento: quinquennale Verifica di integrità: decennale
Generatori di calore alimentati da combustibile solido, liquido o gassoso per impianti centrali di riscaldamento utilizzanti acqua calda sotto pressione con temperatura dell’acqua non superiore alla temperatura di ebollizione alla pressione atmosferica, aventi potenzialità globale dei focolai superiore a 116 kW Verifica quinquennale

Geometria delle principali ruote dentate

Le ruote dentate trasmettono il moto tra assi paralleli, incidenti e sghembi ovvero non incidenti e non complanari. La trasmissione avviene per spinta da parte dei denti della ruota motrice sui denti della ruota condotta grazie ad un profilo che riduce lo strisciamento tra le superfici a contatto. In tal modo sono ridotte al minimo le perdite di attrito avvicinandosi al moto – teorico – di puro rotolamento tra i fianchi dei denti.

Quella che trasmette il moto è la ruota motrice, mentre l’altra che lo riceve si chiama ruota condotta e gira in senso contrario alla ruota motrice, inoltre delle due ruote, la più grande viene detta corona, l’altra pignone. Il rapporto di trasmissione è il rapporto tra la velocità angolare della ruota condotta e quella della ruota motrice I = ω2/ω1.

Il profilo del dente più utilizzato è quello ad evolvente di cerchio. Tale curva è descritta da un punto solidale ad una retta la quale rotola senza strisciare su una circonferenza (circonferenza di base). Si può dimostrare che dal punto di vista cinematico il moto può essere descritto come moto di puro rotolamento tra due circonferenze (circonferenze primitive).

  • Il diametro della circonferenza di base Rb e quello della primitiva R sono legati dalla relazione: Rb = R x cos ß
  • Il modulo (m) di una ruota dentata è il rapporto tra il diametro primitivo ed il numero dei denti (z): m = 2R/z
  • Condizione affinché due ruote ingranino è che abbiano lo stesso modulo.

Per gli esempi tipici vedi l’articolo tipi di ingranaggi e trasmissioni.

Di seguito i parametri caratteristici delle ruote cilindriche a denti dritti è ottenuta per traslazione rettilinea del profilo ad evolvente.

3.3Circonferenza di testa (da): limita esternamente la sommità dei denti

Circonferenza primitiva (d): è la circonferenza lungo la quale avviene il contatto dei denti

Circonferenza di fondo (df): limita inferiormente la base dei denti

Passo (p): lunghezza dell’arco di circonferenza primitivo compreso tra due denti consecutivi

Spessore del dente (s): lunghezza dell’arco di circonferenza primitiva limitato da un dente

Vano del dente (e): lunghezza dell’arco di circonferenza primitiva compreso tra due denti consecutivi

Larghezza della dentatura (b): ingombro assiale del dente

Altezza del dente (h): offset tra la circonferenza di testa e quella di piede

Addendum (ha = m): offset tra la circonferenza di testa e la primitiva (nelle dentature normali è uguale al modulo

Dedendum (hf = 1,25 m): offset tra la circonferenza di piede e la primitiva (nelle dentature normali è uguali ad 1.25 volte il modulo.

Nelle ruote dentate a denti elicoidali i denti, anziché essere paralleli all’asse della ruota, sono orientati secondo delle eliche cilindriche.

3.4Angolo dell’elica (b): rappresenta l’inclinazione dell’elica rispetto all’asse della ruota.

Passo normale (pn): distanza tra gli assi di due denti consecutivi misurata perpendicolarmente ai denti.

Passo trasversale o circonferenziale (pt): distanza tra gli assi di due denti consecutivi sul profilo frontale della ruota (pn = ptcosb).

Modulo normale (mn): rapporto tra il passo normale e p. mn = mtcosb, essendo mn il modulo circonferenziale.

Condizione affinché due ruote a denti elicoidali ingranino è che abbiano lo stesso modulo normale e lo stesso angolo d’inclinazione dell’elica. Rispetto alle ruote a denti dritti le ruote dentate a denti elicoidali presentano il vantaggio di una migliore distribuzione del contatto su tutta la lunghezza del dente, ne consegue una significativa riduzione di rumore e vibrazioni, hanno però lo svantaggio di far nascere spinte assiali sugli alberi su cui sono calettate. E’ importante adottare cuscinetti adeguati.

Geometria delle ruote dentate coniche a denti dritti

Nelle ruote dentate coniche a denti dritti, utilizzate per la trasmissione del moto tra assi incidenti, la superficie primitiva è costituita dal cono primitivo.

3.5

Angolo di piede (df): angolo di semiapertura del cono che delimita internamente i denti

Lunghezza del dente (mn): rapporto tra il passo normale

Angolo primitivo (d): rappresenta l’angolo di semiapertura del cono primitivo

Angolo di testa (da): angolo di semiapertura del cono che delimita esternamente i denti.

Coppia vite senza fine – ruota elicoidale

Il meccanismo ruota/vite senza fine è utilizzato per la trasmissione tra assi sghembi ortogonali con riduzione notevole del numero di giri. La vite è sempre motrice, la ruota sempre condotta in cui il meccanismo è irreversibile.

3.6

t = z/f, essendo z il numero di denti della ruota, f il numero di principi della vite.

Il disegno di una ruota dentata cilindrica consta di due parti: un disegno della ruota ed una tabella con le caratteristiche della dentatura.

Il disegno di una ruota dentata cilindrica consta di due parti: un disegno della ruota ed una tabella con le caratteristiche della dentatura.

Tipi di ingranaggi e trasmissioni

Gli ingranaggi cilindrici a denti diritti sono in un certo senso il tipo base di trasmissione utilizzata nella progettazione meccanica, trasmettono coppia tra alberi paralleli senza produrre spinte assiali. Nella pratica comune sono più diffusi i treni di ruote dentate esternamente ma possono essere dentate internamente con la differenza che per le ruote dentate internamente il senso di rotazione dei due alberi è lo stesso, mentre con la dentatura esterna i sensi di rotazione degli alberi vengono invertiti. Un tipo di trasmissione che utilizza una combinazione di ingranaggi interni ed esterni è il riduttore epicicloidale al quale dedichiamo un articolo a parte.

Grazie alla normalizzazione del modulo sono reperibili dal commercio per essere semplicemente lavorati a disegno ed accoppiati con la sola accortezza di mantenere gli alberi paralleli ad una distanza sufficientemente precisa. Il limite d’impiego per sistemi a prestazioni più spinte è dovuto al gioco tra i denti che li rende piuttosto rumorosi in presenza di moto variabile o addirittura reversibile. Per esempio i motori Euro 5 sono caratterizzati da regimi piuttosto irregolari a bassi giri e le prese di forza a denti dritti innestate sull’albero primario tendono ad essere rumorose specialmente quando non sotto carico, e rendono necessaria l’adozione di dischi di smorzamento tra motore e cambio per ridurre questo disturbo. Gli ingranaggi cilindrici a denti elicoidali hanno invece i denti “inclinati” con una forma elicoidale, di fatto sono considerati a “gioco zero” in quanto il contatto sulla circonferenza primitiva non viene mai perso poiché lavorano più denti contemporaneamente,  per questo la capacità di trasmissione coppia è maggiore ed il loro impiego si presta ai regimi variabili grazie ad una miglior fluidità di moto. Bisogna tener conto della spinta assiale generata dall’inclinazione dei denti e accoppiare sempre ruote con denti a inclinazione opposta con cuscinetti in grado di assorbire spinte assiali. Per eliminare la spinta assiale possono essere utilizzati ingranaggi cilindrici a denti bi-elicoidali che hanno sempre denti elicoidali ma con le dentature contrapposte sulla stessa ruota. Mentre gli ingranaggi elicoidali sono reperibili da commercio questi ultimi abitualmente sono prodotti a disegno. Pertanto non è infrequente un aumento dell’angolo d’elica per garantire trasmissioni più fluide e silenziose.

Nel progettare una trasmissione bisogna quindi essere consapevoli che quanto più ci si allontana dallo “standard” con sistemi complessi o sofisticati tanto meno diventa reperibile il componente ed aumentano i costi. A meno di particolarità bisogna quindi sempre valutare il compromesso tra funzione e tecnologia da impiegare.

Quando gli assi non sono più paralleli gli ingranaggi si definiscono conici ed i denti sono ricavati su superfici coniche, in modo che le ruote accoppiate siano montate su alberi che si incontrano con un angolo determinato. Abitualmente l’angolo è di 90°, ma può avere altri valori variando l’angolo di cono. Riprendendo quanto sopra descritto gli ingranaggi conici sono divisi a denti diritti o spirale, a seconda della forma del dente. Gli ingranaggi conici a denti diritti sono più economici e con i limiti già trattati, mentre quelli a spirale distribuiscono la coppia su più denti per un moto più uniforme senza “backlash”.

E’ possibile trasmettere coppia con ruote su assi non solo inclinati ma anche non incidenti, gli ingranaggi di questo tipo sono detti ipoidi. Per funzionare si introduce uno scorrimento tra le superfici a contatto che cresce con la distanza tra gli assi. Si intuisce che gli effetti potenziali dello scorrimento devono essere eliminati con tecnologie opportune che interessano materiali, trattamenti superficiali e lubrificanti specifici ma ne risulta una trasmissione ancora più resistente e graduale rispetto alle precedenti. Tipico dell’ingranaggio ipoidi è la maggior dimensione del pignone e la riduzione di rendimento dovuta allo scorrimento.

Un altro ingranaggio che funziona per rotolamento e scorrimento è quello sghembo elicoidale costituito sempre da ruote cilindriche elicoidali ma con angoli d’elica specifici. Si tratta di una soluzione economica per la trasmissione di movimento piuttosto che di coppia perché il rendimento è basso. Un suo impiego tipico è per la rotazione dello spinterogeno nei motori.

Gli ingranaggi a vite senza fine sono molto utilizzati in meccanica nei riduttori a vite senza fine poiché permettono di moltiplicare coppie motrici basse o ridurre il numero giri con ingombri ridotti. Sono composti da una vite ed un ingranaggio a denti inclinati. Il loro principio di funzionamento è a strisciamento, ad ogni giro della vite che porta il moto la ruota si sposta dell’angolo di un dente. Sono caratterizzati da alti rapporti di riduzione dipendenti dal numero di principi della vite. Nella coppia vite-ruota elicoidale semplice il contatto tra i denti e la ruota è concentrato in un punto, per questo motivo viene utilizzata la tipologia di coppia vite-ruota elicoidale di tipo globoidale nella quale sia la vite che la ruota si avviluppano reciprocamente aumentando l’area di contatto tra i denti e la pressione di contatto.

Progettazione delle Protezioni per le Prove in Pressione. Relazione proposta al convegno nazionale SAFAP 2014

Il Convegno SAFAP sul tema della “Sicurezza ed affidabilità delle attrezzature a pressione” è il più importante appuntamento nazionale di confronto tecnico-scientifico del settore. Si tratta di un appuntamento particolarmente atteso che si compone di sessioni tematiche dedicate ai vari aspetti della vita delle attrezzature a pressione, dalla progettazione alla fabbricazione, dall’ispezione alla manutenzione. Il workshop conclusivo è dedicato alla presentazione dei lavori di normazione elaborati ed in progress in ambito nazionale.

Industrial Ideas ha avuto il piacere di partecipare al convegno che si è tenuto presso la sede centrale del CNR a Roma in veste di relatore, insieme a due figure di spicco del settore l’Ing. Natale Palumbo dell’INAIL UOT di Brescia e l’Ing. Giuseppe Gurnari dell’INAIL UOT di Udine con la memoria “Progettazione delle Protezioni per le Prove in Pressione di Valvole Industriali. Un Caso di Studio.”

SAFAP2014.1

La memoria tratta la questione del test per le valvole, che sono sottoposte a prove in pressione, di resistenza e di tenuta, in accordo alle norme europee EN 12266. Le protezioni contro i pericoli di tali prove devono essere correttamente progettate, tenendo conto delle conseguenze di un eventuale cedimento della attrezzatura. L’approcio metodologico si estende a tutte le attrezzature in pressione soggette alla normativa PED. Nella memoria è illustrato lo schema di progetto dei sistemi di protezione per le prove di valvole ad alta pressione.  Le attrezzature prodotte per operare ad una pressione superiore a quella atmosferica devono essere collaudate prima della messa in servizio definitiva, allo scopo di verificare la sicurezza per l’uso e la regolarità di funzionamento consapevolmente che durante un collaudo in pressione esiste sempre il rischio di un cedimento strutturale. In particolare, le valvole ad alta pressione necessitano di una fase di collaudo che faccia parte del processo produttivo, con strutture dedicate allo scopo secondo la tipologia di valvola e la realtà produttiva, nonché di personale adeguatamente formato che segua procedure dedicate. Dopo l’attuazione delle misure tecnico-gestionali previste, l’azienda esegue le prove all’interno di strutture di sicurezza, con procedure chiare e personale formato ed addestrato, con un miglioramento della produzione. La norma UNI EN 12266 prevede che siano eseguite una prova di resistenza e una successiva prova di tenuta. La prova di resistenza consiste nel verificare la capacità di contenimento dell’involucro alla pressione interna. La prova di tenuta deve verificare la capacità della sede di rispettare il grado di perdita specificato. Preliminarmente occorre valutare l’energia immagazzinata nella valvola, che è direttamente proporzionale alla pressione e al volume della valvola stessa. In base all’energia accumulata nella valvola si dimensionano le strutture di protezione per il contenimento dei danni all’interno di aree produttive. Poiché l’eventuale rottura può interessare sia la valvola in prova che i componenti della sorgente di pressione, oltre alla struttura di contenimento in acciaio, nella quale è posizionata la valvola, secondo i casi è opportuno calcolare e realizzare una barriera in cemento armato delimitante la zona di prova. L’ingresso in tale zona deve essere regolamentato dal responsabile della conduzione della prova per vietare l’accesso ai non addetti e gestire la presenza degli ispettori del cliente e/o dell’organismo notificato. Le prove possono essere eseguite con liquidi o gas e consistono nel comprimere il fluido contenuto ad una pressione superiore a quella massima ammissibile e mantenere la condizione per tutto il tempo necessario all’esame della valvola in ogni sua parte. L’esame ravvicinato della superfice della valvola può avvenire solo dopo che la pressione è stata ridotta ad un valore opportuno.
Contattaci per richiedere l’invio della memoria di cui riportiamo un’estratto.