Primera sección
TRANSMISIONES A CADENA
LOS USOS Y VENTAJAS
Este notable elemento mecánico de transmisión de potencia formado por cadenas y sus correspondientes piñones se ha venido usando desde la antigüedad y a medida que pasa el tiempo sus usos se van extendiendo. Industrias de construcción, procesamiento, manufacturas, minería y agricultura le deben buena parte de su éxito. Una lista de las máquinas que la usan resulta casi ilimitada si se considera que hasta en la más modesta bicicleta va instalado este elemento. La transmisión por cadena es la contraparte de la transmisión por correas en V y con mayor razón de la transmisión por correas planas pero no sólo con la ventaja de ser positiva, es decir que no se desliza no importa cuál sea la velocidad involucrada, sino con otras ventajas que resulta dispendioso enunciar. Muchas transmisiones por correas en V se reemplazan hoy por transmisiones a cadena. La transmisión de potencia entre ejes muy distantes el uno del otro no es problema grave para la cadena.
Comparada en cuanto al costo inicial con ese otro método tan común de transmisión mecánica de fuerza por medio de engranajes de engrane directo, la transmisión por cadenas resulta menos costosa y más sencilla cuando quiera que se puede aplicar.
INTRINCADO CONJUNTO MOTRIZ CON TRANSMISIONES COMPUESTAS
(A CONTRAEJES) Y CADENAS DE HILERA MULTIPLE QUE EJECUTAN
VARIADAS FUNCIONES Y REDUCEN DRÁSTICAMENTE VELOCIDADES
AÚN DESPUÉS DE LOS MOTO REDUCTORES EN UNA “CONVERTIDORA
DE PAPEL”
LAS CADENAS DE RODILLOS
Las cadenas estándar de transmisión, conocidas también con el nombre genérico de cadenas de rodillos, (en inglés “drive roller chain”) se fabrican en aceros de aleación, las piezas van tratadas térmicamente y rectifi cadas con gran precisión para lograr tolerancias del orden de 0,0005”.
Constan de cinco componentes básicos: Las chapetas (o placas) de rodillo o chapetas de los bujes, los bujes (o casquillos), los rodillos, los pasadores y las chapetas de pasadores o chapetas exteriores. Con estos componentes se forman los eslabones y con los eslabones se forma la cadena. Véase figura página siguiente.
La mejor manera de saber en qué forma van ensambladas estas piezas es obviamente desarmando y observando físicamente dos eslabones adyacentes de una cadena. Esta
práctica se le recomienda a todo el que esté interesado en familiarizarse con estas cadenas.
EL PASO Y LA NOMENCLATURA DE LAS CADENAS NORMA ANSI
El tamaño, el peso y la capacidad de transmisión de potencia de una cadena de transmisión dependen del paso o “Pitch” y el paso o “Pitch” es una dimensión estándar básica dada en pulgadas respecto a la cual se proporcionan las demás dimensiones de las partes que componen el eslabón.
El paso es la distancia que hay entre el centro de un pasador y el centro del siguiente.
Esta dimensión es de mayor importancia en cuestión de cadenas y sus piñones. Se expresa en pulgadas como se mencionó antes pero siempre teniendo en cuenta el nú-
mero de octavos de pulgada contenido en el citado paso de manera que por ejemplo la cadena número 40 (ver advertencia abajo) tiene cuatro octavos (4/8) o sea media
pulgada (1/2”). La cadena número 50 tiene 5/8 de paso o sea 5/8 de pulgada. La número 60 tiene 6/8 de paso o sea tres cuartos de pulgada (3/4”). La número 80 tiene ocho
octavos de paso (8/8) o sea una pulgada (1”). La número 100 tiene (10/8) o sea 1 1/4” . La número 120 tiene 12/8 o sea 1 1/2” y así consecuente y sucesivamente la número
140,160,200. Se fabrican hasta la número 240.
ADVERTENCIA
El último cero de la derecha significa siempre que se trata de una cadena estándar de rodillos del Sistema Americano ANSI. Las cadenas de un cuarto (1/4”) y tres octavos (3/8”) de paso que son las más livianas se designan con los números 25 y 35 respectivamente.
El 5 a la derecha signifi ca que se trata de cadenas sin rodillo.
La cadena P 1/4” y la 3/8” se fabrican sin rodillos por ser muy livianas. El número 1 a la derecha como en el caso de la cadena número 41 significa que se trata de una cadena paso 1/2” pero para servicio liviano y se fabrica más angosta. También se fabrican en este paso cadenas aún más angostas (número 46 por ejemplo), pero son de muy poco uso en máquinas industriales.
Mencionando anteriormente el hecho de que con base en el paso se proporcionan los 5 componentes del eslabón, resulta obligante la siguiente explicación:
El diámetro del rodillo (Roller) y su ancho son aproximadamente iguales a los 5/8 del paso. El diámetro del pasador (“pin” en inglés) a los 5/16 del paso. El grueso de las chapetas (link plate) es 1/8 del paso. Pero se fabrican también cadenas para servicio pesado y se distinguen con el número 8 agregado a la derecha o con la letra H agregada a la derecha según el fabricante. Traen las chapetas más gruesas, cosa que aumenta la resistencia a la rotura y también
aumenta su ancho exterior. Estas cadenas y otras que en éste catálogo se clasifican como especiales se describen en la segunda sección.
Con el objeto de duplicar, triplicar y así sucesivamente su capacidad de transmisión de potencia, las cadenas se ensamblan también en dos, tres, cuatro y más hileras con pasadores largos y así toman el nombre de cadenas dobles, cadenas triples, etc. En estos casos al número de la cadena se le agrega a la derecha la letra D (o el No. 2) que significa doble. La letra T (o el No. 3) que signifi ca triple. La cadena No. 40 es pues una cadena sencilla, de una sola hilera, pero
la No. 40D (o la 40-2) es una cadena de dos hileras.
CADENA DOBLE O DE DOS HILERAS
Las Uniones
Para unir o cerrar las cadenas resultan indispensables unos elementos denominados uniones. Se fabrican en dos tipos distintos y no son más que eslabones
de construcción especial. El primer tipo es la Unión Simple, usada casi siempre y que por fuerza va en cadenas con un número par de eslabones.
Cuando la transmisión es de servicio pesado son aconsejables unas uniones que vienen de fábrica para ajuste a presión, es decir, cuyos pasadores entran a presión en los huecos de las chapetas (ajuste)
de interferencia). Pero en nuestro medio las uniones que se consiguen son las de tipo de ajuste deslizante es decir aquellas en las que los pasadores entran fácilmente empujados con la mano dentro de los huecos de las chapetas.
La unión para cadena de hileras múltiples (doble, triple, etc.) trae su pasador en una longitud proporcionalmente mayor y trae la cantidad necesaria de chapetas.
El segundo tipo es el Candado, Estribo o Unión Acodada, que además de servir como unión también sirve para agregarle o quitarle a la cadena un solo eslabón o sea un solo paso, ya que con la unión simple es forzoso agregar o quitar dos eslabones o un número siempre par de eslabones cuando se quiere alargar o acortar la cadena. Los candados no son aconsejables. Son llamados erróneamente “Medios Pasos” pero las fracciones de paso no son posibles en una
cadena de transmisión y tampoco en un piñón.
de una cadena de número impar de eslabones sometida a trabajo muy pesado.
Las uniones combinadas son en realidad de poco uso y en todo caso es de advertir de una vez aquí, que se debe hacer lo posible por instalar en las transmisiones las cadenas con un número par de eslabones y ojalá los piñones conductores en un número Impar de dientes. Esto conlleva simplicidad y mayor duración.
ESPECIFICACIONES DE LAS CADENAS
En las páginas siguientes el lector encontrará las tablas de especificaciones de las cadenas ANSI sencillas y dobles.
Obsérvese que para las cadenas triples y cuádruples se da una tercera tabla que contiene solamente los valores que por fuerza cambian al agregar más hileras.
En la sección dedicada a “cadenas especiales” se encontrarán las tablas de
especifi caciones de las cadenas ANSI para servicio pesado y liviano. Las cadenas ANSI se fabrican comúnmente hasta de 2 hileras en el paso 1/4” y excepcionalmente hasta de 4 hileras en este paso. Hasta de 4 hileras en los pasos de 3/8” a 5/8” y excepcionalmente hasta de 6 hileras en estos pasos. Hasta de 6 hileras en los pasos de 3/4” a 13/4” y excepcionalmente hasta de 12 hileras en el paso de 11/4” y hasta 10 en el de 11/2”. En los pasos de 2” a 3” es posible conseguirlas en algunas fábricas, hasta de 4 hileras. Las cadenas para servicio liviano como la 41 sólo se fabrican sencilla.
En el capítulo dedicado a las cadenas de otros estándares distintos al Americano, al fi nal de esta primera sección, este catálogo tiene impresas las tablas de especifi caciones de las cadenas del Estándar Británico “B.S” (British Standard) que son de muy poco uso en Colombia y en los países vecinos.
Sus dimensiones difi eren poco de las del ANSI y se debe tener cuidado, pues con frecuencia se confunden unas con otras. Se fabrican en los mismos pasos aunque el “B.S” incluye otros pasos fi nos que no contempla el ANSI: El paso 5/16” (8 mm.) y menores.
El “B.S” conserva sus lineamientos generales originales, fué el pionero en el ramo y se asocia frecuentemente con el nombre “Renold” de Inglaterra pues muchos dicen “cadena Renold” cuando quieren decir “cadena B.S” pero la realidad es que aunque Sir Hans Renold fué quien en 1880 inventó
y patentó el primer sistema de transmisión a cadena de rodillos y fundó la fi rma Renold en Inglaterra, esta entidad fabrica hoy también con esa marca las cadenas ANSI.
En resumidas cuentas el estándar Británico proclama para sí una más larga duración en sus cadenas y una mayor capacidad de transmisión de potencia basándose en el
hecho de que involucra en la transmisión una mayor área de rodamiento entre la cadena y el piñón así como entre los pasadores y los bujes. El estándar Americano a su vez proclama para su haber una mayor resistencia a la rotura especialmente en el caso de choques o de cargas pulsantes y una mayor capacidad para resistir la alta tensión producida por el torque a bajas velocidades cuando se transmite bastante potencia.
SEGUNDA SECCIÓN
LOS PIÑONES O SPROCKETS
Descritas someramente las cadenas resulta ahora indispensable hablar sobre lo que en nuestro medio comúnmente se llama piñón de cadena y en inglés “Sprocket”. Es una
rueda dentada en la cual engrana o calza la cadena para transmitir la fuerza al eje. Lo característico de la forma del diente es su fondo en medio círculo para que en este sienten los rodillos de la cadena. No es precipitado empezar a llamar ya “conductor” al piñón que da la fuerza y que casi siempre es el más pequeño y “conducido” al piñón que recibe la fuerza y que casi siempre es el más grande.
Nosotros de ahora en adelante preferiremos los términos “piñón conductor” y “piñón conducido” dejando al lado el término “rueda dentada” que también es de uso sobre todo en textos.
NOMENCLATURA
Comúnmente todo piñón de cadena lleva estampado primero el número de la cadena con la que debe engranar, luego el tipo de manzana con la que está construído y por último su número de dientes, como por ejemplo 60B18 que significa: la cadena No 60. El tipo de la manzana B y el número de dientes 18. La especifi cación 40A24 significa: La cadena No. 40. El piñón sin manzana y el número de dientes es 24. La especifi cación 100C60 significa: No. 100 o sea P 1 1/4. Las manzanas dos, una por cada cara y el número de dientes 60. El número 2 como sufijo, significa que el piñón es de doble hilera de dientes para cadena doble. Así por ejemplo la numeración 40B20-2 quiere
decir que el piñón es de paso 1/2” (para cadena No.40), que la manzana la lleva a un solo lado, que el número de dientes es 20 y que es de dos hileras de dientes para que calce una cadena doble.
Si se marca con el 3 como sufijo entonces el piñón es de tres hileras y le calza la cadena triple y así sucesivamente con el 4, el 5, el 6, etc. No se debe sorprender el lector si le escriben en su factura algo así como 40B2-20. Se ha vuelto costumbre entre los distribuidores poner el número de hileras inmediatamente después de la letra que designa el tipo del piñón.
PIÑONERIA INTERMEC PARA CADENAS
En las siguientes ilustraciones y descripciones se muestra los diferentes estilos de diseño de los piñones para cadena de transmisión que fabrica INTERMEC en acero de aleación (Carbono, Manganeso, Silicio y otros elementos aleantes) desde 0.836 de pulgada hasta las 59” (21mm. hasta 1.50 mts.) de diámetro total y en pasos de 1/4 hasta 3” para cadena ANSI .
NTERMEC también fabrica por orden del cliente los piñones para cadenas transportadoras en diámetros hasta de
metro y medio y en pasos que pueden sobrepasar ampliamente las 3”. Además mantiene en existencia en fábrica un gran surtido de la piñonería estándar en calidad de respaldo al surtido que sus distribuidores también mantienen en existencia en sus almacenes para entrega inmediata. Los piñones que no se encuentren en existencia en un momento dado se fabrican con un corto plazo de entrega.
Los piñones INTERMEC no son fresados. Es decir, sus dientes no son cortados uno por uno. Son mecanizados en secuencia continua en modernas talladoras de engranajes por el sistema de generación obteniéndose así un engranaje de sorprendente precisión entre los dos elementos. Haga usted mismo la prueba: Cálcele a un piñón INTERMEC la
cadena nueva totalmente al rededor de toda su circunferencia y sujetándola con la mano izquierda como aparece en la figura, aprecie con la derecha el hecho de que ningún
rodillo puede ser separado de su asiento lo que indica que no queda juego entre la cadena y el piñón.
Si por el contrario el defecto consiste en que la cadena no calza completamente alrededor del piñón entonces se producirán tensiones que causan el estiramiento prematuro de la cadena acortando así la vida útil de la transmisión.
PIÑONES Y CORONAS INTERMEC PARA CADENAS ANS
TIPO A (PRIMER ESTILO)
El piñón tipo A es un simple disco dentado, sin manzana alguna y fabricado con un hueco central pequeño.
Es mecanizable y apto para soldarle cualquier otra pieza de acero con soldadura eléctrica.
INTERMEC lo suministra así para que el usuario según sus necesidades le ponga la manzana que quiera o lo instale atornillador a una manzana de flanche o le saque la corona dentada para asegurarla directamente a un tambor de embrague o de freno, como en el caso de los tambores de freno de las motocicletas.
Este tipo de piñón se fabrica comúnmente hasta las 23” (584mm). Pero también se pueden fabricar en diámetros mucho mayores.
TIPO B (SEGUNDO ESTILO)
Los piñones tipo B que fabrica INTERMEC hasta las 5 1/2” pulgadas de diámetro (140mm.) son macizos y enterizos con su manzana. De ahí en adelante se fabrican con la manzana soldada.
Dentro de este segundo estilo de diseño INTERMEC también fabrica los piñones dobles y triples es decir de dos o tres hileras de dientes, conservando siempre un buen surtido en existencia. Los piñones de mayor número de hileras sólo se fabrican por orden del cliente. También se suministra por encargo en tipo C cualquier piñón que comúnmente se fabrica en tipo B.
Como se verá enseguida, el piñón tipo C es un piñón (o rueda dentada) similar al tipo B pero con la diferencia de tener manzana a ambos lados.
TIPO C (TERCER ESTILO)
En la siguiente ilustración se muestran los rasgos básicos de los piñones dobles, triples y cuádruples, es decir de dos, tres y cuatro hileras, que fabrica INTERMEC desde las 9” hasta las 59” pulgadas (o desde 230mm hasta 1.500mm) de diámetro total por el sistema de RUEDA LLENA ALIJERADA.
A veces también se fabrican en este estilo de diseño algunos piñones sencillos (de una sola hilera) que son realmente gruesos como los pasos 2”, 2 1/2” y 3”, así como muchos de los piñones para cadena transportadora.
Estos piñones constan de una llanta de acero aleado (Carbono, Manganeso, Silicio y otros), una rueda o disco de relleno hecho de acero común y dos manzanas (cubos), una a cada lado, hechas en acero común, todo soldado entre sí.
El proceso de fabricación de la llanta está patentado. Los piñones fabricados en esta forma son muy fuertes y a la vez livianos.
CORONAS DENTADAS Y SUS MONTURAS EN DOS MODALIDADES - APLICABLES TANTO EN TRANSMISIONES DE POTENCIA COMO EN TRANSPORTADORES.
La corona dentada es enteriza y su montura también enteriza. Esta modalidad reporta economía; cuando se produce el desgaste, se reemplaza solamente la corona. En pequeños diámetros no son viables.
PIÑONES CON DIENTES ENDURECIDOS
Los comentarios de usuarios observadores acerca de los piñones con dientes realmente endurecidos (A57 puntos rockwell C. y más), anotan que tienen una larga vida, pero por otra parte le dan a la cadena un trato destructivo sobre todo cuando las velocidades involucradas son altas.
En INTERMEC basándonos en estos informes pero sin una plena comprobación, se efectuaron ensayos en el banco de pruebas y se llego a la conclusion que la verdad es esa.
Sin embargo, existen clientes que prefi eren reemplazar cadenas frecuentemente, siendo más costosas que los piñones. Pero esa opción se toma tratándose de máquinas muy difíciles de reparar, en las que retirar un eje para desmontar un piñon es toda una faena.
La cadena siempre es más fácil de reemplazar.
Para casi todas las aplicaciones el piñon INTERMEC satisface plenamente en cuanto a duración, en el estado en que se suministra, sin tratamiento adicional en los dientes. Pero se suministran en ocasiones por orden expresa del cliente con los dientes endurecidos (nada más que los dientes) hasta 60 puntos rockwell C para aplicaciones especiales, por ejemplo para cuando la transmisión trabaja sometida a la acción
de abrasivos. El recargo por este tratamiento térmico es del 60% del precio de lista del piñon. Pero comúnmente solo se endurecen los dientes de los piñones de hasta los 20
centímetros de diámetro (8”) en los pasos de 3/4. Hasta 15 cm. de diámetro (6”) en los pasos de 1/2” y 5/8”. Y hasta los 8 cm. de diámetro (3”) en los pasos de 3/8.
Todo piñón INTERMEC es susceptible de ser endurecido totalmente o localmente (los dientes nada más) por temple directo en agua. Simplemente se calienta bien hasta los
8400 grados centígrados, protegiendo la superficie contra la decarburización y luego se enfría en agua. Un revenido después del temple, entre los 1200 y los 1500 grados centígrados, sirve para refinar la granulación del acero y para eliminar tensiones. La dureza obtenida con este tratamiento térmico es de: 50 a 54 puntos rockwell C.
ESTANDARES DE CUÑAS Y CUÑEROS (CHAVETAS Y CHAVETEROS)
TABLA DE LOS CUÑEROS Y CUÑAS ESTANDAR EN PULGADAS - SECCIÓN CUADRADA
Proporcionados según el diámetro del eje. Diámetro de los correspondientes prisioneros.
TABLA DE LOS CUÑEROS Y CUÑAS Estándar EN PULGADAS - SECCIÓN RECTANGULAR
Proporcionados según el diámetro del eje. Diámetro de los correspondientes prisioneros.
TABLA DE LOS CUÑEROS Y CUÑAS ESTÁNDAR EN MILIMETROS - SECCIÓN CUADRADA Y RECTANGULAR
Proporcionados según el diámetro del eje. Diámetro de los correspondientes prisioneros.
Los cuñeros y cuñas de más uso en nuestro medio son los estándar en pulgadas, sección cuadrada. Hasta la actualidad los proveedores de aceros sólo suministran material “Cold Rolled” en sección cuadrada para cuñas, dimensionado en pulgadas y sólo suministran la barra redonda para ejes también dimensionada en pulgadas. (Ver recuadro en la pág. 45 titulada “INTERMEC le aconseja”). Pero además también aparece aquí la tabla de los cuñeros y cuñas estándar en milímetros ya que no se puede pasar por alto esta información, así como tampoco se puede ignorar la tabla de los cuñeros y cuñas estándar en pulgadas pero de sección
rectangular aunque su uso no es muy frecuente.
No importa a qué estándar pertenezcan ni en qué sitio del eje vayan, los cuñeros deben ser mecanizados del tipo de caja con los extremos en semicírculo para que no se corran axialmente.
Cuando el eje pasa de las 6 1/2”(155 mm) de diámetro, los cuñeros y cuñas de sección rectangular resultan aconsejables. Las cuñas cónicas o sea de plano inclinado no se usan en nuestro medio, por eso se omite su estándar.
ADITAMENTOS DE FIJACION “BUFIN®” (Bujes de Fijación Intermec)
INTERMEC®, bajo el nombre registrado “BUFIN®” (Bujes de Fijación Intermec), fabrica en serie y mantiene en existencia para entrega inmediata por intermedio de sus distribuidores, los aditamentos de fi jación que por su diseño ofrecen sin duda el mayor número de ventajas.
Su funcionamiento se fundamenta en el principio muy simple de que al forzar un cono interior dentro de un anillo también cónico correlativo éste anillo se expande apreciablemente a condición de que esté cortado longitudinalmente por un lado para que abra. Al expandirse o abrirse se aprieta dentro del hueco de la manzana, que está torneado simplemente cilíndrico lo mismo que el exterior del anillo.
Simultáneamente por la acción del mismo cono, se contrae otro anillo correlativamente cónico que va por dentro y que aplica sobre el eje y lo aprieta, este anillo interior también va cortado por un lado y su interior es simplemente cilíndrico tal y como el eje.
SELECCION DISEÑO Y CALCULO DE LAS TRANSMISIONES A CADENA
Siempre que se trate de escoger y diseñar o proyectar una transmisión de potencia a cadena es necesario conocer al menos los siguientes datos que constituyen los factores
básicos.
PRIMERO.- Caballos de fuerza a transmitir es decir los H.P del motor (véase más adelante en esta página, “Margen compensatorio de seguridad”).
SEGUNDO.- Revoluciones por minuto (R. P M.) del piñón conductor. El que da la fuerza. (Véase explicación sobre tablas de capacidad, páginas 40 - 41).
TERCERO.- Revoluciones por minuto requeridas en el piñón conducido. (Véase relaciones de velocidad, páginas 41 - 43).
CUARTO.- Diámetro del eje del motor es decir diámetro del eje en que va montado el piñón conductor o el piñón más pequeño. O diámetro del aditamento de fi jación si se va a usar este elemento. Este dato resulta de vital importancia pues muy frecuentemente se escoge un piñón tan pequeño que no admite el agrandado del hueco hasta darle el diámetro necesario para que entre el eje o el aditamento.
A propósito de este factor cabe anotar que en la gran mayoría de los casos el diámetro de los ejes esta ya predeterminado tanto en la fuente de potencia (motor, reductor etc.)
como en la máquina a mover.
CON LOS DATOS ANTERIORES SE PUEDE CALCULAR ORDINARIA Y APROXIMADAMENTE UNA TRANSMISION, PERO PARA ACERTAR CON PRECISION EN SU DISEÑO COMPLETO SE DEBE CONSIDERAR LOS SIGUIENTES FACTORES ADICIONALES.
QUINTO. - Tipo de fuerza a transmitir. Esta puede ser uniforme o constante, pareja y siempre en el mismo sentido pero también puede ser fluctuante o pulsante, dispareja,
con choques y altibajos de carga y a veces hasta reversible.
SEXTO.- Tipo de máquina a operar. Este factor muchas veces se identifi ca con el anterior.
SEPTIMO.- Caballos de fuerza que verdaderamente consume la máquina a operar. Muchas veces el moto está sobrado, es decir tiene más potencia de la que la máquina usa en cualquier momento.
OCTAVO.- Posición de la transmisión. Puede ser horizontal, inclinada, vertical u horizontal pero de lado.
Para mayor claridad véanse las ilustraciones correspondientes, impresas más adelante, en la sección de “Posición relativa de los piñones”, páginas 63 - 64.
NOVENO.- Distancia entre centros de los ejes. Esta distancia puede ser fija aunque siempre es muy conveniente que sea variable o ajustable. Para mejores resultados los dos ejes no deben ir muy lejos el uno del otro ni muy cerca. Sobre este aspecto véanse indicaciones en la sección “Instalación
y Mantenimiento”, punto 10o. página 66.
DECIMO.- Diámetro del eje del piñón conducido. El de la máquina a mover. -Este factor casi siempre es conocido de antemano.
ONCEAVO.- Limitaciones de espacio o campo operativo disponible para la transmisión.
DOCEAVO.- Tipo de servicio o número de horas continuas de trabajo.
TRECEAVO.- Condiciones ambientales especialmente en lo relacionado con la contaminación (materias abrasivas) y la temperatura. Hay también ambientes corrosivos y/o húmedos.
MARGEN COMPENSATORIO
DE SEGURIDAD
El márgen compensatorio de seguridad es simplemente un número pequeño mayor de 1 por el cual se deben multiplicar los caballos de fuerza que se van a transmitir para aumentar y compensar con un margen de seguridad cuando la fuente de potencia (motor) no es uniforme y/o cuando la máquina o carga de trabajo tampoco lo es.
Para usos prácticos a continuación se da una tabla con los diversos números multiplicadores según sea la fuente de la
potencia a transmitir y según sea el tipo de carga a mover.
La carga es UNIFORME cuando no aumenta ni disminuye apreciablemente al arrancar ni durante el tiempo de trabajo; cuando no es oscilante y tampoco se producen choques, ni pulsaciones abruptas.
EJEMPLOS:
Maquinaria textil, ventiladores, agitadores de líquidos, bombas centrífugas.
La carga es FLUCTUANTE cuando aumenta y disminuye apreciablemente al arrancar y durante el trabajo.
Cuando oscila constantemente y se producen fuertes choques, jalones y pulsaciones.
EJEMPLOS:
Mezcladoras de concretos, máquinas de panadería, mezcladoras de arcilla, excavadoras.
La carga es MUY FLUCTUANTE cuando las características de la fluctuación se presentan en forma exagerada tanto en frecuencia como en intensidad, como en el caso de las
trituradoras de roca, maquinaria de ladrillería, laminadores de acero, mezcladores de asfalto con gravilla y arena.
TABLAS DE CAPACIDAD
En las tablas de capacidad, el lector encontrará en realidad lo más valioso de la información que éste catálogo le ofrece
para calcular las transmisiones a cadena. Solamente con base en el número de dientes y las revoluciones por minuto del piñón conductor, la tabla da la capacidad de transmisión de potencia. Tan sencillas como aparecen, estas tablas son el resultado de un notable acopio de ingeniería mecánica.
Al mismo tiempo que dan los máximos de fuerza que se puede alcanzar con cada tipo o cada paso de cadena, también indican los límites de velocidad permisibles con cada
uno de dichos tipos de cadena. Además indican también el tipo de lubricación a usarse, según va aumentando la velocidad y la fuerza. Para sacar útiles conclusiones por simple observación remitimos al lector a la tabla de capacidades correspondientes a la cadena No. 60 o sea la P 3/4 que es, en cuanto a paso se refi ere, un término medio, es decir ni muy liviana ni muy pesada y por lo demás tiene muchísima demanda.
En la columna vertical de la izquierda fi gura el número de dientes del piñón conductor, empezando por 9, pues de menos dientes sólo son aconsejables cuando van con cadenas transportadoras de paso muy largo a velocidades muy bajas.
De hecho, aunque al piñón de 9 dientes le cupiera el eje y su capacidad resultara apta para transmitir la fuerza requerida, sería mejor de todas maneras optar por uno más grande, digamos de 12 dientes para así lograr mayor duración de todas las partes correlativas incluyendo los rodamientos de los ejes.
Podría evitarse también el uso de una lubricación más costosa, como lo es por ejemplo la tipo B, para ser reemplazada por la tipo A, que es más sencilla y barata. Entre menor sea el número de dientes del piñón conductor más tendrán que articular los eslabones de la cadena y más rápido se producirá el desgaste y estiramiento de la misma. (Efecto cordal. Véase página 66 ).
En el renglón horizontal superior figuran, de menor a mayor las velocidades en R.P.M. del piñón conductor y no importa que esas cifras vengan salteadas, pues siempre se
puede tomar y promediar (o interpolar) valores intermedios. Lo mismo se puede hacer en la columna de número de dientes.
Si tomamos el piñón de 12 dientes paso 3/4 por ejemplo y corremos la vista por la horizontal hasta el punto en que nos cruzamos con la columna vertical correspondiente a las 1100 RPM encontramos que 13.7 HP es la mayor capacidad de fuerza que tiene para transmitir ese piñón de 12 dientes girando a 1100 RPM con su cadena No.60. Nótese
que esta es la cima o punto más alto de la capacidad de transmisión de potencia para el piñón P 3/4 de 12 dientes.
Salta a la vista que a menor velocidad la capacidad de transmisión de fuerza va disminuyendo. Este fenómeno que a
muchos parece extraño se debe a que con la baja velocidad aumenta el momento de torsión (torque) y en consecuencia
aumenta en la cadena la fuerza de tracción o tensión que tiende a reventarla. Este hecho mecánico contradice tajantemente la tendencia que muchos clientes tienen hacia el uso de cadenas más livianas “porque la transmisión anda muy despacio”.
RELACIONES DE VELOCIDAD
En casi toda transmisión a cadena la velocidad RPM del piñón conductor es mayor que la del piñón conducido. Esto se debe a que no sólo se trata de transmitir fuerza sino que al mismo tiempo se necesita bajar la velocidad del motor, generalmente
muy rápida, para adaptarla a la velocidad de la máquina que usualmente es muy lenta. En consecuencia el piñón conductor casi siempre es pequeño, es decir de pocos dientes. La relación resultante entre el número de revoluciones por minuto del piñón conducido y el número de RPM del
piñón conductor es lo que se llama relación de velocidad R y se expresa matemáticamente así:
R=RPM CONDUCTOR/RPM CONDUCIDO
Como ejemplo al azar tenemos que si el motor gira a 1.800 RPM y la máquina debe girar a 300 RPM.
Entonces:
R= 1800/300 = 6
La relación es pues 6 a 1 (6:1), ya que por cada vuelta que da el conducido, el conductor debe dar 6. Como consecuencia si el piñón conductor se escoge de 12 dientes el conducido deberá tener 72 y se puede observar que multiplicando el número de dientes del conductor, por la relación R se obtiene el número de dientes del conducido: es decir 12 x 6 = 72. Lógicamente dividiendo el número de dientes del conducido por la relación R se obtiene el número de dientes del conductor: es decir
72/6 = 12
Pero además, multiplicando el número de dientes del conductor por sus RPM se obtiene siempre una cantidad exactamente igual a la que resulta de multiplicar a su vez el número de dientes del conducido por sus RPM es decir y siguiendo con el mismo ejemplo: 1.800 x 12 = 300 x 72; o 21.600.
Esta fórmula:
RPM x Z = RPM x Z
nos permite averiguar la velocidad a que va a girar un piñón conducido cuando conocemos su número de dientes, el número de dientes del conductor y la velocidad RPM de este último, así:
(1.800 x 12) /72 = 300 RPM
También nos permite averiguar la velocidad del piñón conductor cuando conocemos su número de dientes y conocemos además el número de dientes y la velocidad del
conducido, así:
RPM del piñón conductor.
(300 x 72) 12 = 1.800 RPM
Con la misma facilidad podemos averiguar el número de dientes que debe tener el piñón conducido cuando conocemos la velocidad a que debe girar este y conocemos además
tanto el número de dientes como la velocidad en RPM del piñón conductor así:
(12 x 1.800) / 300 = 72 dientes
Y también podemos encontrar el número de dientes que debe tener el piñón conductor cuando conocemos su velocidad en RPM y conocemos además el número de dientes
y la velocidad del piñón conducido así:
(72 x 300) /1.800 = 12 dientes
A esta altura sea del caso recordar que las relaciones de velocidad mayores de 7 a 1 no son aconsejables en una transmisión simple y cuando resulta forzoso por alguna razón reducir la velocidad drásticamente, entonces se debe considerar el empleo de una transmisión compuesta es decir de doble, triple, etc
SELECCION CALCULO Y PRESUPUESTO DE UNA TRANSMISION A CADENA
Ejemplo
Un molino de bolas está siendo movido por un motor eléctrico de 30 HP con una transmisión de correas en V pero como estas no duran (pues se patinan) se quiere cambiar a transmisión por cadena.
La velocidad del motor es de 870 RPM y la del molino debe ser 300 RPM con una tolerancia permisible de más o menos 15 RPM. El eje del motor es de 2” de diámetro y el del molino 2 1/2 “siendo de 30” pulgadas la distancia entre centros de los mismos y ajustable esta distancia en por lo menos 1” mediante desplazamiento de uno de los ejes. Pruebas con el amperímetro indican que los 30 HP del motor están siendo utilizados casi en su totalidad por el molino.
Se procede entonces en el siguiente orden:
- Aún cuando en teoría la capacidad de transmisión de potencia que debe tener una transmisión a cadena debería ser igual a la potencia del motor cuyo caballaje se va a transmitir, resulta que en la práctica la capacidad que realmente debe tener la transmisión se obtiene multiplicando los HP del por el factor compensatorio de seguridad. Los molinos de bolas están catalogados entre las máquinas de carga muy fluctuante y siendo en éste caso un motor eléctrico la fuente de potencia en la correspondiente tabla de factores da 1.5 (véase pagina 40). En consecuencia la capacidad real de transmisión de fuerza debe ser de:
30 x 1.5 = 45 HP
- Se trata de seleccionar el paso y el número de dientes del piñón conductor. Observando las tablas de capacidad (pagina 46 y siguientes) a partir del paso 1/4 y hasta el 3/4 inclusive se deduce que a 870 RPM con ninguno de estos pasos podrán ser transmitidos los 45 HP a menos que se optara por utilizar piñones y cadenas triples que no se consiguen siempre en existencia para entrega inmediata y resultan muy costosos. (En este caso no hay limitación de espacio). En cambio el paso 1” (No.80) resulta muy factible desde cualquier punto de vista. El paso 1 1/4 (No. 100) debe tenerse en cuenta como alternativa. El paso 1 1/2 "(No.120) resulta ya excesivo en capacidad y muy costoso. Examinando de cerca los dos pasos mas aparentes se encuentra que a 870 RPM son 20 o 22 los dientes requeridos para el piñón conductor si este ha de ser 1” de paso y 15 ó 16 los dientes requeridos para el piñón conductor si este ha de ser de 1 1/4” de paso.
- Ahora bien analizando el paso de 1” se ve que el piñón de 20 dientes tiene una capacidad de transmisión de potencia de 46.3 HP a 900 RPM y de 41.7 a 800 RPM, lo que arroja una diferencia de 4.6 HP (46.3 - 41.7 = 4.6) para una diferencia de 100 RPM (900 - 800). Sin embargo la diferencia entre 800 y 870 (estas últimas son las RPM del motor) es solamente de 70 RPM osea el 70 % de la diferencia entre 800 y 900. El 70% de 4.6 da 3.222 HP Agregándole 3.22 HP a 41.7 se tienen 44.92 HP y esta es la capacidad de transmisión, la cual resulta adecuada, con un faltante negligible.
- La relación de velocidad se encuentra dividiendo a 870 RPM ÷ 300 = 2.9. Multiplicando a 20, que son los dientes del piñón conductor por 2.9 se obtiene 58 que son el número de dientes requerido en el piñón conducido.
- Suponiendo que no se encontrara en existencia un piñón Pl” de 58 dientes pero en cambio si uno de 60 dientes la nueva relación de velocidad se obtiene dividiendo a 60 por 20, lo que da 3 y dividiendo ahora a 870 RPM ÷ 3 = 290 RPM para el piñón conducido, es decir, para el molino y como se cuenta para la velocidad de este con un márgen de tolerancia de mas o menos 15 RPM pues entonces resulta que este otro piñón también sirve.
- En cuanto a si estos piñones escogidos pueden acomodar los ejes en que irán montados, se tiene que el hueco máximo permisible para un piñón de 20 dientes paso 1” tipo B con una manzana estándar es de 3” de diámetro. Lo que deja amplio márgen para montarlo en un eje de 2” de diámetro. Lo mismo sucede con el piñón conducido. También queda sufi ciente espesor en la manzana para el cuñero estándar.
- Pasando a analizar el P 1 1/4 como alternativa, se ve en la tabla que el piñón de 15 dientes está en capacidad de transmitir 52.2 HP a 800 RPM y ya a 900 RPM solamente esta en capacidad de transmitir 43.7 HP pues la cima o máximo de su capacidad de transmisión de potencia esta en las 800 RPM. Esto da una diferencia de 8.5 HP (52.2 - 43.7 = 8.5), para una diferencia de 100 RPM, pero la diferencia entre 800 y 870 RPM (esta última es la velocidad del motor) es solamente de 70 RPM es decir del 70% de la diferencia entre 900 y 800. El 70% de 8.5 da 5.95 HP Esta vez debido a que la curva de potencia va descendiendo se restan en vez de agregarse estos 5.95 HP de los 52.2 HP y así se obtienen 46.25 HP capacidad esta que resulta también ser adecuada para el caso con un exceso de 1.25 HP.
- Multiplicando el número de dientes del piñón conductor (15) por la ya conocida relación de velocidad (2.9) se obtiene 43.5 dientes para el piñón conducido, Pero como piñones con fracción de diente no son posibles, este tendrá que ser 43 o 44, suponiendo que no se encuentre en existencia ninguno de estos dos piñones pero si se encuentra uno de 45 dientes se tendrá una relación de 45 --15 = 3. Dividiendo a 870 por 3 se obtienen 290 RPM velocidad esta que esta dentro de la tolerancia permisible del molino, que es de 300 RPM mas o menos 15 RPM.
- Resulta evidente que estos piñones también pueden acomodar los ejes en que irán montados pues el hueco máximo permisible en un piñón P 1 1/4 N 15 TB con manzana estándar es de 23/4” de diámetro y el de un piñón P 1 1/4 N 45 TB es de 3 1/2” de diámetro.
- Sabido es que a mayor número de dientes en el piñón conductor, mayor la suavidad de trabajo en la transmisión. Y el piñón P 1” es el que tiene más dientes, por lo cual la transmisión de P 1” resulta preferida. Sin embargo el costo es siempre un factor critico en la selección de una transmisión así que vale la pena comparar precios.
- Es evidente que la transmisión de 1” no solamente ofrece las mejores características mecánicas si no que resulta de mucho menos costo. Además por lo que se refi ere a lubricación, su piñón conductor está ubicado aún dentro de la zona que corresponde a la tipo B.
TRANSMISION COMPUESTA
DE DOBLE O TRIPLE REDUCCION
Se dispone de un motor eléctrico de 22 HP y 1.800 RPM que según cálculos ya hechos resulta justamente apto para mover una bomba de pistones que debe girar a sólo 80
RPM.
De inmediato se encuentra (dividiendo a 1.800 por 80) que la relación requerida, es de 22.5 :1 y que por ser esta bastante mayor de 6:1 exige una transmisión compuesta con
un contraeje (véase página 43). Según la regla, el resultado de multiplicar las relaciones parciales de velocidad (en una
transmisión compuesta) es igual a la relación total, luego si hemos de aprovechar la primera transmisión simple para reducir la velocidad en la proporción máxima aconsejable, que es de 6:1, tenemos que:
La primera relación es 6:1 o sea 6/1. La segunda aún desconocida es X a 1 o sea X/1. Simplifi cando los dos quebrados podemos plantear una ecuación así: 6 x X = 22.5 y
trasladando términos en la ecuación nos queda:
X= 22.5/6= =3.75
Lo que significa que la relación de velocidad en la segunda transmisión simple es de 3.75 a 1. Como elemental comprobación multiplicamos la primera relación 6:1 por la segunda y tenemos:
x 3.75 = 22.5 Correcto.
Así tenemos que en la primera transmisión la velocidad se reduce de 6:1 así:
Que son precisamente las requeridas por la bomba.
Falta ahora seleccionar los piñones con sus correspondientes cadenas que sean capaces de transmitir los 22 HP del motor y reduzcan la velocidad según las relaciones propuestas.
No se puede pensar en un piñón sencillo para ponérselo al motor pues al buscarlo en las tablas de capacidad se ve pronto que si se va a seleccionar uno de P 1/2 o de P 3/4
su número de dientes tendría que ser tan grande que su compañero conducido resultaría de un número de dientes
exagerado. Es obvio que en un paso mayor resultaría más impráctica la solución, pues las cadenas pesadas no son aptas para las velocidades altas. Si se piensa en un piñón
doble de paso de 1/2 o 5/8 todavía el número de dientes del conducido resultaría exagerado y si se busca en el paso 3/4 entonces ya se presenta el problema de la lubricación. INTERMEC le recuerda que el piñón doble transmite 1.7 veces más potencia que el sencillo. El triple transmite 2.5 veces más.
Si se considera, entonces, un piñón triple se encuentra que en el paso de 1/2 el número de dientes del conductor debe ser de al menos 17 dientes y en consecuencia el número de dientes del conducido debe ser 102. No se puede afirmar que estos piñones no son viables pero 102 dientes no son
cosa común en un piñón para cadena y el de 17 dientes deja poco margen para agrandar el hueco a la medida del eje de un motor de 22 HP que no puede ser delgado.
Sin embargo en el paso 5/8 se encuentra que el piñón de, 15 dientes si es sencillo transmite 8.88 HP a 1.800 RPM pero siendo triple transmite 8.88 x 2.5 = 22.2 HP que es
prácticamente lo justo y por lo que respecta al número de dientes del piñón conducido este tendrá que ser de 90 dientes número que resulta más normal para su paso. Además un piñón P 5/8 de 15 dientes deja un mayor márgen para agrandar el hueco a la medida del eje del motor.
Esta transmisión queda dentro de las que solamente requieren el tipo de lubricación B que es muy viable y efectivo. Una sola mirada a la tabla de capacidad del paso 3/4 basta para convencer de que el piñón triple en este paso no conviene y mucho menos el de 1”, luego la selección hecha es la más
acertada. De resultar necesario un piñón conductor de uno o dos dientes más, para permitir un hueco más grande, habría que optarse por una relación un poco menor para esta primera transmisión dejando para la segunda una relación mayor. Dicho recurso no implica inconvenientes.
Aplicando el mismo método y criterio selectivos optados para seleccionar los piñones de la primera transmisión se llega a la conclusión de que para la segunda transmisión el piñón conductor es uno de paso 1” 16 dientes doble pues a 300 RPM transmite 22.95 HP (resultado de multiplicar
a 13.5 HP que es lo que transmite el sencillo por el factor 1.7) y esta capacidad es más bien sobrada.
El piñón conducido resulta ser de 60 dientes. Este número es común dentro de su paso y además su diámetro total viene a ser muy parejo con el del piñón conducido de la
primera transmisión, característica que facilita el ahorro de espacio. Véase la cuarta variante posible de transmisión compuesta en la ilustración de la página 43.
CALCULO DE LA LONGITUD DE LA CADENA REQUERIDA PARA UNA TRANSMISION
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