ES2303656T3 - Tornillo de extrusion, extrusionadora asi como conexion arbol-cubo. - Google Patents
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Abstract
Tornillo de extrusión formado por un árbol de tornillo y varios elementos de tornillo montables o montados de forma separable sobre éste, presentando el árbol de tornillo un engranaje exterior y los elementos de tornillo un engranaje interior que engrana con éste, siendo asimétrico el perfil de los dientes (28, 33) del engranaje exterior e interior (16, 25a, 25b, 22a, 22b, 22c, 26a, 26b), en el que referido a una dirección preferente de giro (R) del tornillo de extrusión (12, 23a, 23b), los flancos de diente (29, 34), que transmiten el momento de rotación, de los dientes (28, 33) del engranaje exterior e interior (16, 25a, 25b, 22a, 22b, 22c, 26a, 26b) están dispuestos formando un ángulo menor respecto a la normal (N) sobre el eje de rotación (A) que los flancos de diente (30, 35) opuestos cada vez en el diente (28, 33) del engranaje exterior e interior (16, 25a, 25b, 22a, 22b, 22c, 26a, 26b), caracterizado porque el ángulo menor mide entre 0º y 5º y el ángulo mayor entre 45º y 15º.
Description
Tornillo de extrusión, extrusionadora así como
conexión árbol-cubo.
La invención se refiere a un tornillo de
extrusión formado por un árbol de tornillo y varios elementos de
tornillo montables o montados de forma separable sobre éste,
presentando el árbol de tornillo un engranaje exterior y los
elementos de tornillo un engranaje interior que engrana en éste,
según el preámbulo de la reivindicación 1.
Se conocen tornillos de extrusión semejantes
señalados también como tornillos enchufables y hacen posible una
estructura variable de un tornillo de extrusión, en la que según
requerimiento pueden disponerse diferentes elementos de tornillo,
siendo elementos de transporte, de amasado o de mezcla, en un orden
diferente sobre el árbol de tornillo. Para hacer posible por un lado
el montaje, por otro lado la transmisión del momento de rotación
necesario en funcionamiento por el árbol de tornillo, en el que se
introduce el momento de rotación a través del motor de la
extrusionadora, sobre los elementos de tornillo, está previsto un
engranaje de árbol-cubo entre el árbol de tornillo y
los elementos de tornillo, es decir, el árbol de tornillo presenta
un engranaje exterior mientras que los elementos de tornillo que
actúan como cubo presentan un engranaje interior en la cara
interior de su orificio, engranando los dos engranajes entre sí.
En tornillos de extrusión las conexiones
árbol-cubo se emplean habitualmente en forma de un
engranaje envolvente según las Normas DIN 5480, DIN 5464 o ISO 4156.
Este engranaje simétrico, en unión positiva hace posible una
transmisión considerable de momento de rotación con al mismo tiempo
un montaje y desmontaje sencillo de los elementos de tornillo.
En el caso de extrusionadoras existe
generalmente la exigencia de una capacidad lo mayor posible que se
refleja en primer lugar en el rendimiento obtenible. En este caso en
el marco del dimensionamiento de máquinas el momento de rotación
disponible, es decir, el momento de rotación que puede transmitirse
de forma efectiva a través del árbol de tornillo sobre los elementos
de tornillo, la velocidad de giro del tornillo y por consiguiente la
potencia motriz así como el volumen de tornillo libre disponible
representan los criterios determinantes para el dimensionamiento.
Básicamente es ventajoso un elevado momento de rotación disponible,
ya que esto permite por un lado un mayor coeficiente de relleno,
además, se consiguen menores velocidades centrales de cizallamiento
y menores temperaturas de producto. Se acorta el tiempo de
permanencia del producto en la extrusionadora, la carga de producto
es en conjunto menor que en pasos de procedimiento comparables con
menor momento de rotación. En conjunto un momento de rotación mayor
permite una mayor velocidad de giro del tornillo y por consiguiente
también un rendimiento mayor.
Sin embargo, en primer lugar se limita un
aumento del momento de rotación por los valores característicos del
material del árbol de tornillo y de los elementos de tornillo y la
resistencia según diseño de los elementos determinada por la
realización del engranaje, con ello se determina finalmente el
momento de rotación máximo transmisible. Pueden obtenerse todavía
pequeños aumentos del momento de rotación mediante tratamientos
ulteriores determinados, específicos del material, sin embargo,
éstos son marginales y están unidos en general con costes
elevados.
Otra posibilidad para el aumento del rendimiento
es la ampliación del volumen disponible que está indicado en general
como voluminosidad en forma de la relación del diámetro exterior del
tornillo D_{a} respecto al diámetro interior del tornillo D_{i}.
Voluminosidades habituales, por ejemplo, en extrusionadoras de
tornillo doble que giran en el mismo sentido se encuentran en el
rango entre 1,4 - máximo 1,6. Una ampliación del volumen mediante
una profundización de los pasos de rosca helicoidal con una
distancia de eje constante ofrece un adelgazamiento mejorado y un
pequeño cizallamiento, también se consiguen menores temperaturas de
material a causa de una menor entrada de energía, de forma que por
último el tornillo puede girar a más revoluciones aumentando el
rendimiento. Pero en este caso es desventajoso que el árbol de
tornillo se vuelve cada vez más delgado con voluminosidad aumentada
para la misma distancia de eje, o la pared del elemento de tornillo
se vuelve muy fina. En el caso de grandes voluminosidades, que
adoptan valores > 1,6, estas condiciones condicionadas
geométricamente conducen a que no puedan transmitirse momentos de
rotación elevados, ya que las fuerzas transmitidas durante la
transmisión del momento de rotación por el árbol de tornillo sobre
los elementos de tornillo conducen a tensiones locales
inadmisiblemente elevadas y por último a un deterioro de la conexión
árbol-cubo.
Un tornillo de extrusión del tipo nombrado al
inicio es conocido por el documento JP 2004 044660. Allí el ángulo
de presión del flanco de diente que transmite el momento de rotación
es menor que el ángulo de presión del flanco de diente opuesto, el
flanco de diente que transmite el momento de rotación se dispone por
consiguiente formando un ángulo menor respecto a la normal sobre el
eje de rotación que los flancos de diente opuestos. El flanco de
diente que transmite el momento de giro del engranaje interior y
exterior presenta respectivamente una forma envolvente. Con ello
puede conseguirse un aumento consabido del momento de rotación
transmisible, sin embargo por la geometría representada del
engranaje se producen al igual que antes fuerzas de separación o
radiales que limitan el empleo.
La invención tiene por consiguiente como
problema de fondo proporcionar un tornillo de extrusión que frente a
eso mejore y permita una transmisión de momentos de rotación
generalmente muy elevados, no solo en particular para tornillos de
gran volumen.
Para la solución de este problema se propone
según la invención un tornillo de extrusión del tipo nombrado al
inicio en el que el ángulo menor mida entre 0º y 5º y el ángulo
mayor entre 45º y 15º.
De otra forma que en el estado de la técnica la
invención propone el empleo de un engranaje asimétrico con una
geometría especial de flanco. Con este engranaje asimétrico puede
obtenerse un aumento evidente del momento de rotación en diferentes
casos de aplicación de la extrusionadora. La invención se basa en la
consideración de que los tornillos de extrusión poseen una dirección
preferente de giro, es decir, en el funcionamiento de
extrusionadora, cuando debe transportarse o tratarse así material,
giran únicamente en una dirección. Referido a esta dirección de giro
en el caso del perfil de diente según la invención, aquellos flancos
de diente del engranaje exterior e interior, que engranan entre sí y
a través de los que se transmite el momento de rotación por el
engranaje exterior del árbol hacia el engranaje interior del cubo,
presentan un ángulo relativamente pequeño respecto a la normal sobre
el eje de giro. En cambio el flanco de diente opuesto que no
participa en la transmisión del momento discurre formando un ángulo
ostensiblemente mayor respecto a las normales de eje. A causa de
esta asimetría el perfil de diente según la invención presenta un
pie de diente considerablemente más ancho en comparación con el
engranaje de árbol estriado exclusivamente simétrico. Este pie de
diente más ancho hace posible una transmisión del momento
ostensiblemente mayor, la influencia de tensiones eventuales que
aparecen en el pie de diente, particularmente tensiones de entalle,
es por ello esencialmente menor. A causa de la escarpadura elegida
de los flancos de diente que transmite el momento de rotación y que
engranan entre sí, es decir, del flanco del engranaje exterior
precedente y del flanco del engranaje interior subsecuente, se
reducen también de forma evidente las componentes de tensión radial
introducidas en el cubo, mejor dicho existen esencialmente o
exclusivamente tensiones tangenciales, aumentado esta parte de la
tensión con escarpadura de flanco creciente. Por ello se reducen
ostensiblemente las fuerzas de separación introducidas en el cubo a
través de los flancos de carga, lo que favorece el empleo de
materiales sensibles a tensiones normales, como por ejemplo,
elementos de tornillo templados completamente, resistentes al
desgaste e influenciando muy favorablemente también las condiciones
de solicitación en cubos sin contorno exterior simétrico en rotación
(especialmente con espesores de pared muy pequeños en algunos
tramos). Es decir, las relaciones de tensión que aparecen en la
transmisión del momento se mejoran ostensiblemente mediante la
forma de diente asimétrica empleada según la invención.
Otra ventaja especial de la forma de diente
asimétrica consiste en que el número de dientes puede aumentarse
ostensiblemente en comparación con un engranaje envolvente habitual,
por lo que se consigue una capacidad portante mayor y por
consiguiente puede transmitirse un momento de rotación mayor. Si en
engranajes envolventes habituales se han previsto hasta ahora, por
ejemplo, 24 dientes a causa del modulo elegido, así mediante la
elección correspondiente
de módulo pueden preverse ahora, por ejemplo, 36 dientes con una transmisión del momento ostensiblemente mayor.
de módulo pueden preverse ahora, por ejemplo, 36 dientes con una transmisión del momento ostensiblemente mayor.
La asimetría prevista según la invención de la
conexión árbol-cubo permite por consiguiente un
ostensible aumento del momento de rotación transmisible por el árbol
de tornillo sobre los elementos individuales en comparación con el
engranaje simétrico empleado exclusivamente en el estado de la
técnica, en general en forma de engranaje envolvente. Este aumento
del momento de rotación puede obtenerse en este caso en tornillos de
voluminosidad cualesquiera, ya que a causa del dimensionamiento de
perfil optimizado para la carga y la tensión está optimizada la
solicitación en la zona de unión conforme a las condiciones reales.
También en el caso de tornillos con gran voluminosidad, así con una
relación D_{a}/D_{i} > 1,6 en los que se producen geometrías
que limitan el momento de rotación transmisible a causa de los
espesores reducidos de núcleo o pared que resultan de la gran
profundidad de paso, pueden obtenerse aumentos evidentes del momento
de rotación y hasta la fecha no se obtienen momentos de rotación
transmisibles también en el caso de voluminosidades de, por ejemplo,
1,65 ó 1,7.
El ángulo menor en los flancos de diente que
transmiten el momento de rotación se encuentra entre 0º y 5º, es
decir, en el caso de un flanco de carga de 0º discurre radialmente
respecto al eje de giro, como máximo forma un ángulo muy pequeño de
cómo mucho 5º. El ángulo mayor mide entre 45º y 15º. Para otra
optimización el ángulo menor debería medir entre 0º y 2º y el ángulo
mayor entre 25º y 35º. Una geometría de flanco concreta,
especialmente ventajosa prevé que el ángulo menor mida 0º y el
ángulo mayor 30º, es decir, los flancos de carga correspondientes se
encuentran verticalmente respecto al eje de giro, los flancos
opuestos forman respecto a éste un ángulo de 30º. El ángulo de
ataque del flanco posterior en el intervalo base indicado de 45º-15º
y en particular de aproximadamente 30º hace posible de forma
ventajosa también un giro hacia atrás de los tornillos, según esto
es necesario en ocasiones en el caso especial infrecuente para el
desplazamiento libre de un tornillo bloqueado. El flanco de 30º hace
posible en este caso casi la misma transmisión del momento de
rotación que en un engranaje envolvente habitual según la Norma DIN
5480, que generalmente hace posible una capacidad de transmisión en
las dos direcciones de giro a causa de su simetría y en el que están
previstos en los dos lados en general también flancos de 30º. En
este punto debe indicarse que naturalmente sirve por ello como
manifestado esencialmente según la invención cualquier ángulo
intermedio contenido en los intervalos máximos indicados, también
cuando el correspondiente valor de ángulo no se menciona
explícitamente.
Con vistas a una transmisión óptima del momento,
como también en particular para la minimización de las fuerzas de
separación o las fuerzas radiales que son casi nulas en un flanco de
carga de 0º, una configuración ventajosa de la invención prevé
configurar de forma plana las secciones de flancos opuestas entre
sí, por igual si es flanco de carga o flanco trasero. En este caso
bajo el concepto "plano" debe entenderse tanto una superficie
plana como también una mínimamente abombada, siempre y cuando ésto
sea oportuno en uno u otro caso. Esto tiene validez también referido
a la forma de las cabezas de diente del engranaje exterior e
interior que igualmente pueden ser esencialmente planas.
Una ampliación especialmente ventajosa de la
invención prevé que en la cabeza de diente del engranaje interior
y/o del engranaje exterior esté prevista una hendidura formada o
posicionada de forma que un reborde de diente permanezca en el
flanco de diente respectivo que dado el caso soporta la carga. La
cabeza de diente de los engranajes interiores y/o exteriores está
perfilada en este caso superficialmente sobre al menos una hendidura
de forma que en el respectivo flanco que transmite el momento de
rotación permanece un sobrealzado o un reborde de diente que
desciende en la hendidura que se une allí, preferiblemente a través
de un redondeamiento ventajoso con vistas a tensiones eventuales de
entalle. Por ello se minimizan los efectos en forma de sobrealzados
de presión de borde en la zona de los flancos engranados entre sí
que transmiten la carga. Después de que el reborde de diente
restante o el sobrealzado pueda fluir de forma casi plástica, puede
conseguirse una reducción de las fuerzas originadas allí o tensiones
de presión. Es decir, mediante el perfilado correspondiente se crea
allí una zona plastificable, algo más blanda visto referido a la
sección transversal de diente, que sirve para la reducción de
tensiones. Este perfilado en la cabeza de diente puede estar
previsto preferiblemente en el engranaje interior de los elementos
de tornillo dado que en la transmisión del momento de rotación las
mayores tensiones de presión se originan en la esquina libre hacia
la cabeza de diente en la zona del flanco de diente que transmite el
momento. Para la optimización de las relaciones de tensiones pueden
reducirse ventajosamente estas puntas de tensión a causa del
perfilado previsto según la invención. En este caso la hendidura
debe extenderse convenientemente partiendo del flanco de diente
dispuesto formando un ángulo mayor esencialmente de forma plana en
la dirección del otro flanco de diente. Así se forma un tipo de
meseta en la cabeza de diente que se salta el reborde de diente no
obstante mayor. Esta meseta conformada, como también generalmente
una cabeza de diente esencialmente plana comprende naturalmente el
radio exterior o interior en el lugar del elemento correspondiente,
puede ser doblada así luego fácilmente en función del radio.
Además, los efectos de entalle o tensiones de
entalle elevados que se originan por los redondeamientos de pie en
general muy agudos en la base del diente y la sobrecarga extrema de
carga resultante de ello constituyen un problema central que limita
la transmisión del momento en el estado de la técnica en el caso de
perfiles simétricos. Un redondeamiento completo de pie está previsto
en la Norma ISO 4156 pero es desventajoso a causa de la ostensible
reducción de la sección transversal del núcleo del árbol o de la
sección transversal de la pared del elemento. La Norma ISO 4156 y
Normas comparables prevén en este caso un radio constante de
redondeamiento. En cada caso también está limitado por ello el
aumento de los momentos de rotación transmisibles en el estado de la
técnica.
La invención prevé en cambio redondear
completamente la base de diente del engranaje exterior e interior
con una variación optima de radios. Esto es posible sin más en el
perfil de diente asimétrico según la invención a causa de la
posición de los flancos. Dado que la sección transversal del núcleo
del árbol, como también la sección transversal del núcleo del
elemento se disminuye solo de forma no esencial a pesar del
redondeamiento completo, ya que la base es relativamente ancha a
causa de la asimetría y los radios de redondeamiento que varían no
provocan una reducción o solo una reducción mínima de las secciones
transversales restantes. Aquí también desempeña un papel especial el
hecho de que el número de dientes puede aumentarse ostensiblemente,
por consiguiente puede reducirse así la distancia entre dientes. El
radio en la zona base del engranaje exterior puede medir en este
caso entre 0,35 m y
0,45 m, en particular 0,4 m y el radio en la zona base del engranaje interior entre 0,3 m y 0,4 m, en particular 0,35 m. Naturalmente el respectivo radio elegido depende del diámetro del árbol o del cubo así como del módulo elegido.
0,45 m, en particular 0,4 m y el radio en la zona base del engranaje interior entre 0,3 m y 0,4 m, en particular 0,35 m. Naturalmente el respectivo radio elegido depende del diámetro del árbol o del cubo así como del módulo elegido.
Además, el módulo del engranaje exterior e
interior debería ser elegido de forma que al menos los dientes del
engranaje exterior son elásticos a la flexión al menos en la zona de
la cabeza de diente. Una elasticidad a la flexión ligera al menos en
la zona superior de diente es ventajosa dado que el diente puede
adaptarse mejor a la contrapieza. A causa de la asimetría disminuye
la anchura de diente hacia la cabeza, por lo que con un módulo
correspondientemente grande puede obtenerse una elasticidad a la
flexión pequeña según la naturaleza para el fomento de un
comportamiento tolerante con la desviación en la zona de la cabeza
de diente, dado el caso con aprovechamiento de una deformación
parcialmente plástica también en la zona del pie de diente. El mayor
módulo originalmente elegible a causa de la asimetría ofrece en
unión con la elasticidad a la flexión una fuerza portante todavía
mayor para el amplio aumento del momento de rotación transmisible
así como para la optimización de la unión positiva entre los
engranajes.
Otra mejora puede obtenerse cuando el engranaje
del tornillo de extrusión según la invención presenta un centrado de
diámetros sobre las cabezas de reborde. El centrado de diámetros
puede emplearse cuando se pongan requisitos especiales a las
tolerancias de concentricidad.
Finalmente puede estar previsto que el árbol de
tornillo esté hecho de un material plastificable al menos en la zona
del engranaje exterior, mientras que los elementos de tornillo sean
en cambio más duros al menos en la zona del engranaje interior. Esto
hace posible una adaptación plástica consabida del engranaje
exterior a su opuesto y por consiguiente una mejora de la unión
positiva y de las propiedades de transmisión de la conexión
árbol-cubo.
Junto al tornillo de extrusión mismo la
invención se refiere además a una extrusionadora, comprendiendo uno
o varios tornillos de extrusión del tipo descrito anteriormente. En
este caso puede tratarse de una extrusionadora de tornillo simple o
de una extrusionadora de tornillo doble que gira en el mismo sentido
o en sentido contrario o una extrusionadora de varios árboles. Las
ventajas obtenibles con el tornillo de extrusión según la invención
pueden realizarse igualmente con los diferentes tipos de
extrusionadora. En particular con empleo de los tornillos de
extrusión según la invención pueden realizarse extrusionadoras de
alta rendimiento con voluminosidad muy elevada > 1,6, así por
ejemplo de 1,65-1,7 que permiten la transmisión de
momentos de rotación muy elevados o la realización de fuertes
momentos de rotación específicos elevados M_{d}/a^{3} (M_{d} =
momento de rotación, a = distancia de eje) así como velocidades de
giro elevadas, después de que la conexión árbol-cubo
se optimice con vista a la transmisión del momento así como a las
tensiones de borde y de entalla originadas.
La invención se refiere, junto al tornillo de
extrusión que presenta una conexión árbol-cubo según
la invención, en general a una conexión árbol-cubo
en la que el árbol presenta un engranaje exterior y el cubo un
engranaje interior que engrana en éste, según el preámbulo de la
reivindicación 15. Esta conexión árbol-cubo según la
invención se destaca porque el ángulo menor mide entre 0º y 5º y el
ángulo mayor entre 45º y 15º.
Otras ventajas, características y detalles de
la invención se deducen de los ejemplos de realización descritos a
continuación, así como mediante los dibujos. En este caso
muestran:
Fig. 1 una representación de principio de una
extrusionadora,
Fig. 2 una representación de principio como
vista en despiece de un tornillo de extrusión enchufable,
Fig. 3 una vista en sección a través de dos
tornillos de extrusión según la invención representados en su
posición de montaje que giran en funcionamiento en el mismo sentido
y engranan entre sí,
Fig. 4 una representación ampliada del
engranaje exterior del árbol de tornillo,
Fig. 5 una representación ampliada del
engranaje interior de un elemento de tornillo, y
Fig. 6 una representación de los dos engranajes
engranando entre sí.
La fig. 1 muestra una extrusionadora 1 con un
motor 2 con engranaje 3 pospuesto y un cilindro de extrusión 4,
estando formado por varias secciones de cilindro 5 en cuyo interior
están alojados en el ejemplo mostrado dos tornillos de extrusión en
orificios correspondientes, que se accionan mediante el engranaje 3
con el que están acoplados a través de un acoplamiento no mostrado
detalladamente, conocido sin embargo suficientemente. Se trata, por
ejemplo, de una extrusionadora que gira en el mismo sentido. El
cilindro de extrusión 4 está montado, junto con todos los
conductores necesarios de refrigeración, de corriente y de control
que están dispuestos en cajas incorporadas 6 correspondientes, sobre
un soporte 7 que se apoya de nuevo sobre un asiento 8 del armazón de
máquina 9. En un armario de suministro y de control 10 se encuentran
los dispositivos de refrigeración y suministro, así como
dispositivos de control a través de los que se realiza el suministro
a los componentes individuales. La construcción de una
extrusionadora semejante se conoce suficientemente.
Según se describe están dispuestos dos tornillos
de extrusión en el interior del cilindro de extrusión formado por
varias secciones de cilindro 5 unidas entre sí de forma separable.
Los tornillos de extrusión en discusión son, así llamados, tornillos
enchufables que pueden montarse o configurarse de forma especial con
vista al material a procesar o al producto a producir. Pueden
sacarse en caso de necesidad del cilindro de extrusión 4.
La fig. 2 muestra en forma de una representación
de principio un tornillo de extrusión 11 formado por un árbol 12 que
presenta en su extremo posterior más ancho por un lado un engranaje
exterior 13 a través del que puede acoplarse de forma accionable con
el engranaje 3. A un anillo de tope 14 se conecta una sección de
árbol 15 con un engranaje exterior 16. Sobre esta sección de árbol
15 pueden montarse o enfilarse diferentes elementos de tornillo
separados en función del material a procesar o del producto a
fabricar, y pueden contraapoyarse en el anillo de tope 14. La fig. 2
muestra a forma de ejemplo tres elementos de tornillo 16a, 16b y
16c. El elemento de tornillo 16a puede ser, por ejemplo, un elemento
de transporte que presenta un tornillo sin fin 17, transportándose
el material en el paso de tonillo sin fin. El elemento de tornillo
16b puede ser, por ejemplo, un elemento de mezcla que presenta
igualmente un tornillo sin fin 18 que presenta sin embargo orificios
19. Finalmente el elemento de tornillo 16c puede ser un elemento de
amase que posee secciones de amase 20 correspondientes. A través de
un elemento de amase semejante se trabajan los materiales a procesar
con elevada entrada de energía y, por ejemplo, se plastifican o
funde según la aplicación.
Para el montaje sobre la sección de árbol 15
cada elemento de tornillo 16a, 16b, 16c presenta un orificio 21a,
21b, 21c central en cuya cara interior, es decir el cubo, está
previsto respectivamente un engranaje interior 22a, 22b, 22c con el
que se monta el cubo sobre el engranaje exterior 16 de la sección de
árbol 15, de forma que el engranaje interior y el engranaje exterior
engranan entre sí. Se trata en este caso de una conexión
árbol-cubo en unión positiva que se describe a
continuación en detalle.
La fig. 3 muestra dos tornillos de extrusión
23a, 23b según la invención que están representados en paralelo uno
junto a otro, así como están posicionados también uno respecto al
otro en el cilindro de extrusión 4. Los árboles de tornillo 24a, 24b
están distanciados uno de otro a la distancia de eje a. Además, está
representado el diámetro exterior de tornillo D_{a} así como el
diámetro interior de tornillo D_{i} en la base de tornillo. De la
relación D_{a}/D_{i} se deduce la voluminosidad del tornillo o
de la extrusionadora, siendo la voluminosidad un parámetro
característico de una extrusionadora.
Además, se muestra el engranaje exterior 25a y
25b del árbol 24a y 24b correspondiente, así como los engranajes
interiores 26a y 26b en el cubo de los elementos de tornillo 27a y
27b correspondientes. De la fig. 3 puede verse que se trata
respectivamente de perfiles asimétricos de engranaje que están
dimensionados especialmente referidos a una dirección preferente de
giro determinada del tornillo de extrusión 23a, 23b que está
representada con las dos flechas señaladas con R. Detalles de la
geometría de engranaje según la invención se deducen de las figuras
4 y 5.
La fig. 4 muestra en forma de una vista ampliada
en detalle de una sección del engranaje exterior 25a del árbol de
tornillo 24a, siendo válidas las mismas realizaciones naturalmente
respecto al engranaje del árbol 24b. Los dientes 28 se muestran en
una vista en detalle. Cada diente 28 respecto a la dirección
preferente de giro R posee un flanco de diente 29 precedente que
coopera con un flanco de diente correspondiente del engranaje
interior en el elemento de tornillo o engrana en éste. Se encuentra
opuesto el flanco posterior 30 subsecuente de un diente 28 que
durante el movimiento en la dirección preferente de giro R presenta
en general una distancia mínima (juego de flanco) del flanco de
diente correspondientemente opuesto del engranaje interior en el
intervalo de pocas décimas de milímetro.
El perfil de diente asimétrico según la
invención se destaca porque el flanco de diente 29 precedente que
transmite el momento de rotación o la carga, que al menos en su zona
superior situada arriba respecto a la cabeza de diente libre está
realizada como superficie plana, dispuesto formando un ángulo de 0º
respecto a la normal N sobre el eje de giro A del árbol de tornillo.
Es decir, el flanco de diente 29 discurre radialmente respecto al
eje de giro A en la zona que transmite la carga y que engrana con el
flanco opuesto.
En cambio el flanco de diente 30 posterior toma
un ángulo \alpha de 30º respecto a la normal N sobre el eje de
giro A. También este flanco de diente 30 es plano hasta la
transición en la base de diente. Evidentemente forman un pie de
diente Z muy ancho a causa de esta disposición después de que los
flancos de diente se separen hacia la base de diente 31. Además, la
base de diente 31 está redondeada completamente lo que es posible a
causa de la anchura de pie de diente Z y por consiguiente del
espacio intermedio de diente que se estrecha respecto al núcleo de
árbol. El radio de redondeamiento r mide, por ejemplo, 0,35 m. La
cabeza de diente 32 misma es esencialmente plana en el ejemplo
mostrado, sólo está ligeramente abovedada conforme al radio exterior
del engranaje exterior.
De forma similar se concibe el perfil del
engranaje interior 26a del elemento de tornillo 27a que se muestra
en la fig. 5, valiendo las realizaciones correspondientes
naturalmente también para el engranaje interior 26b. También aquí se
muestran los dientes 33, poseyendo cada diente 33 un flanco 34
subsecuente referido a la dirección preferente de giro R, que
transmite el momento de rotación o la carga, que presenta también
aquí un ángulo de 0º respecto a la normal N sobre el eje de giro A
del árbol de tornillo. El flanco de diente 35 opuesto, precedente en
la dirección preferente de giro R se dispone también aquí formando
un ángulo \alpha de 30º respecto a la normal N sobre el eje A. Es
decir, la posición de ángulo de los flancos individuales corresponde
de forma idéntica al engranaje exterior lo que hace posible una
buena unión positiva, estando realizados planos también aquí
naturalmente los flancos de diente correspondientemente en la zona
adyacente.
También aquí se produce un pie de diente Z muy
ancha, compárese con un engranaje de árbol estriado simétrico
habitual lo que debe atribuirse según se describe a los flancos de
diente separados hacia la base de diente. Igualmente la base de
diente 36 está redondeada completamente, el radio r mide aquí
aproximadamente 0,4 m. La posibilidad para el redondeamiento
completo debe atribuirse también aquí al pie de diente Z y
resultante de ello la base de diente 36 que se estrecha. Tanto en el
árbol de tornillo como también en los elementos de tornillo el
redondeamiento completo conduce ventajosamente a una pequeña
disminución de la sección transversal de núcleo respectiva. Es
decir, en el engranaje según la invención las ventajas especiales
resultantes del redondeamiento pueden utilizarse completamente en
referencia al efecto de entalle.
La cabeza de diente 37 está perfilada en el
engranaje interior de otra manera que en la cabeza de diente 32 del
engranaje exterior. Está prevista una hendidura 38 que se extiende
del flanco de diente 35 precedente dispuesto formando un ángulo de
30º hacia el flanco de carga de 0º subsecuente, sin embargo, termina
en un radio de forma que permanece el reborde de diente 39 que se
extiende hacia el flanco de carga 34. Este reborde de diente 39 que
resulta de una hendidura de material hace posible un fuerte descenso
de las tensiones de presión originadas en particular en la zona
durante la transmisión del momento de rotación mediante un flujo
plástico del material del reborde de diente. Con ello puede
minimizarse ventajosamente el efecto del sobrealzado de presión de
borde en esta zona a causa del descenso de la tensión.
La fig. 6 muestra en forma de una representación
de principio los dos engranajes dispuesto engranados entre sí. Si el
árbol de tornillo 24a gira en la dirección preferente R así se
realiza una transmisión del momento de rotación del flanco de diente
de 0º 29 sobre el flanco de diente de 0º 34. Evidentemente los
flancos de diente están situados ampliamente uno sobre otro a causa
de su planicidad y su ángulo idéntico en todos los puntos, de forma
que se reduce la presión superficial. La reducción de la presión
superficial es además beneficiosa ya que a causa del perfil
asimétrico puede aumentarse ostensiblemente el número de los dientes
de los engranajes correspondientes, es decir, el módulo puede
elegirse mayor a causa de la asimetría del perfil que en el caso de
un engranaje normal simétrico comparable.
Por lo demás el flanco de diente de 0º permite
una dilatación térmica que repercute preferiblemente en la dirección
radial, paralelamente respecto al flanco de cargo. Además, en este
caso es posible una transmisión del momento de rotación libre de
juego, por lo que el perfil asimétrico según la invención es
apropiado también para la carga por choque térmico. Además, el
flanco de 0º conduce a una minimización de las fuerzas de separación
en el cubo, es decir, del engranaje interior del elemento de
tornillo. Dado que a causa de la posición de los flancos entre sí se
introducen casi exclusivamente fuerzas tangenciales en el diente
correspondiente del engranaje interior, sin embargo ninguna fuerza
radial como es el caso en los perfiles habituales del árbol con
dientes. Esto hace posible el empleo de también materiales sensibles
a la tensión normal, como por ejemplo, materiales resistentes al
desgaste, templados completamente, en la zona del engranaje interior
o el empleo de elementos cerámicos. También la condición de
solicitación del cubo especialmente para espesores de pared muy
pequeños por secciones se influencia favorablemente a causa de la
minimización de las fuerzas de separación.
El redondeamiento repercute de forma
especialmente ventajosa en la base de diente 31 ó 36
correspondiente. En las transiciones de los respectivos flancos de
diente 29 y 43 que soportan la carga hacia la base de diente
aparecen las mayores tensiones y por consiguiente el mayor efecto de
entalle. Pero mediante la geometría optimizada en la base de diente
a causa del redondeamiento completo del pie pueden reducirse
ostensiblemente los efectos de entalle, pero al mismo tiempo
permanece todavía suficientemente fuerte a causa de los radios de
redondeamiento relativamente pequeños a causa del estrechamiento del
espacio intermedio de diente de la sección transversal del núcleo
de árbol o de la sección transversal correspondiente en el elemento
de tornillo. De otra manera que en perfiles de árbol de diente
simétrico con una espacio intermedio de diente ancho y transiciones
muy agudas del diente a la base de diente, la zona de tensiones
elevadas es relativamente pequeña a causa del redondeamiento
completo, esta indicado a modo de ejemplo en la fig. 6 mediante la
línea L1 rallada.
Según se ha descrito puede realizarse un
descenso de las tensiones de presión originadas en esta zona de
borde mediante el reborde de diente 39. A causa de un comportamiento
plástico del reborde de diente se evacúan las tensiones de presión,
se forma un centro de tensiones, según se representa mediante la
línea L2, en la zona de la transición del reborde de diente 39 hacia
la hendidura 38.
Otra ventaja del perfil de diente asimétrico
según la invención consiste en que un diente es casi flexoelástico
al menos en la zona superior de la cabeza de diente, después de que
se estrecha ostensiblemente del pie de diente hacia la cabeza de
diente según se muestra en las figuras. Esta elasticidad a la
flexión es necesaria para favorecer un comportamiento tolerante
frente a la desviación, dado el caso bajo aprovechamiento de una
pequeña deformación parcialmente plástica en la zona del pie de
diente. Es decir, a causa de esta elasticidad a la flexión existe la
posibilidad de adaptarse al contraapoyo, es decir, al diente del
engranaje interior, o de compensar tolerancias eventuales. Éste en
particular, como en general el engranaje interior es ostensiblemente
más duro, es tratado superficialmente dado el caso de forma
especial. Preferiblemente se elige por ello un material para el
árbol de tornillo con mayor relación de límite elástico lo que
conduce a una mayor resistencia a la fatiga también bajo carga
dinámica. Un aumento del momento de rotación puede conseguirse por
lo demás generalmente, por ejemplo, mediante chorros de bolas,
rodillos ulteriores, laminado en frío o similares de las piezas del
engranaje tanto en la zona del engranaje exterior como también del
interior.
En total el tornillo de extrusión según la
invención o el perfil asimétrico según la invención ofrecen la
posibilidad de poder transmitir momentos de rotación ostensiblemente
mayores que con perfiles simétricos comparables, lo que resulta ya
de la forma de perfil según la invención. Dado que se propone una
geometría optimizada con respecto a los efectos de entalle y también
a las tensiones de presión. Otra ventaja consiste en la posibilidad
de aumentar ostensiblemente el número de dientes lo que igualmente
es conveniente igualmente para la posibilidad del aumento del
momento de rotación transmisible. Una ventaja especial debe verse
finalmente en que con el empleo del perfil según la invención existe
en primer lugar la posibilidad de ofrecer momentos de rotación
elevados también en el dimensionamiento extremo de gran volumen del
tornillo o de la extrusionadora en el intervalo dentro de una
relación D_{i}/D_{a} > 1,6, así por ejemplo, de 1,66, 1,68 ó
1,70 o mayores. Esto conduce a un aumento evidente de la eficiencia
de potencia de las extrusionadoras según la invención hasta
rendimientos no obtenibles actualmente.
Claims (24)
1. Tornillo de extrusión formado por un árbol de
tornillo y varios elementos de tornillo montables o montados de
forma separable sobre éste, presentando el árbol de tornillo un
engranaje exterior y los elementos de tornillo un engranaje interior
que engrana con éste, siendo asimétrico el perfil de los dientes
(28, 33) del engranaje exterior e interior (16, 25a, 25b, 22a, 22b,
22c, 26a, 26b), en el que referido a una dirección preferente de
giro (R) del tornillo de extrusión (12, 23a, 23b), los flancos de
diente (29, 34), que transmiten el momento de rotación, de los
dientes (28, 33) del engranaje exterior e interior (16, 25a, 25b,
22a, 22b, 22c, 26a, 26b) están dispuestos formando un ángulo menor
respecto a la normal (N) sobre el eje de rotación (A) que los
flancos de diente (30, 35) opuestos cada vez en el diente (28, 33)
del engranaje exterior e interior (16, 25a, 25b, 22a, 22b, 22c, 26a,
26b), caracterizado porque el ángulo menor mide entre 0º y 5º
y el ángulo mayor entre 45º y 15º.
2. Tornillo de extrusión según la reivindicación
1, caracterizado porque el ángulo menor mide entre 0º y 2º y
el ángulo mayor entre 25º y 35º.
3. Tornillo de extrusión según la reivindicación
2, caracterizado porque el ángulo menor mide 0º y el ángulo
mayor 30º.
4. Tornillo de extrusión según una de las
reivindicaciones precedentes, caracterizado porque son planas
las secciones de flanco opuestas entre sí del engranaje exterior e
interior (16, 25a, 25b, 22a, 22b, 22c, 26a, 26b).
5. Tornillo de extrusión según una de las
reivindicaciones precedentes, caracterizado porque la cabeza
de diente (32, 37) del engranaje exterior y/o interior (16, 25a,
25b, 22a, 22b, 22c, 26a, 26b) es esencialmente plana.
6. Tornillo de extrusión según una de las
reivindicaciones precedentes, caracterizado porque en la
cabeza de diente (32, 37) del engranaje interior (22a, 22b, 22c,
26a, 26b) y/o del engranaje exterior (16, 25a, 25b) está prevista
una hendidura (38) formada y/o posicionada de forma que en el flanco
de diente (29, 34) respectivo que dado el caso soporta la carga
permanece un reborde de diente (39).
7. Tornillo de extrusión según la reivindicación
6, caracterizado porque la hendidura (38) discurre
esencialmente de forma plana partiendo del flanco de diente (30, 35)
dispuesto formando un ángulo mayor en la dirección del otro flanco
de diente (29, 34).
8. Tornillo de extrusión según una de las
reivindicaciones precedentes, caracterizado porque está
redondeada la base de diente (31, 36) del engranaje exterior e
interior (16, 25a, 25b, 22a, 22b, 22c, 26a, 26b).
9. Tornillo de extrusión según la reivindicación
8, caracterizado porque el radio (r) en la base de diente
(31) del engranaje exterior (16, 25a, 25b) mide entre 0,35 m y 0,45
m, en particular 0,4 m y el radio (r) en la base de diente (36) del
engranaje interior (22a, 22b, 22c, 26a, 26b) mide entre 0,3 m y 0,4
m, en particular 0,35 m.
10. Tornillo de extrusión según una de las
reivindicaciones precedentes, caracterizado porque el módulo
del engranaje exterior e interior (16, 25a, 25b, 22a, 22b, 22c, 26a,
26b) se elige de forma que al menos los dientes (28) del engranaje
exterior (16, 25a, 25b) son elásticos a la flexión al menos en la
zona de la cabeza de diente (32).
11. Tornillo de extrusión según una de las
reivindicaciones precedentes, caracterizado porque el árbol
de tornillo (12, 24a, 24b) está realizado de un material
plastificable al menos en la zona del engranaje exterior (16, 25a,
25b), mientras que los elementos de tornillo (16a, 16b, 16c, 27a,
27b) en cambio son más duros al menos en la zona del engranaje
interior (22a, 22b, 22c, 26a, 26b).
12. Extrusionadora comprendiendo uno o varios
tornillos de extrusión (11, 23a, 23b) según una de las
reivindicaciones precedentes.
13. Extrusionadora según la reivindicación 12,
caracterizada porque en caso de utilización de dos o más
tornillos de extrusión (11, 23A, 23b) los tornillos de extrusión
(11, 23a, 23b) giran en el mismo sentido o en sentido contrario.
14. Conexión árbol-cubo, en la
que el árbol presenta un engranaje exterior y el cubo un engranaje
interior que engrana con éste, siendo asimétrico el perfil de los
dientes (28, 33) del engranaje exterior e interior (16, 25a, 25b,
22a, 22b, 22c, 26a, 26b), en el que referido a una dirección
preferente de giro (R) del árbol (12, 24a, 24b), los flancos de
diente (29, 34), que transmiten el momento de rotación, de los
dientes (28, 33) del engranaje exterior e interior (16, 25a, 25b,
22a, 22b, 22c, 26a, 26b) están dispuestos formando un ángulo menor
respecto a la normal (N) sobre el eje de rotación (A) que los
flancos de diente (30, 35) opuestos cada vez en el diente (28, 33)
del engranaje exterior e interior (16, 25a, 25b, 22a, 22b, 22c, 26a,
26b), caracterizada porque el ángulo menor mide entre 0º y
5º y el ángulo mayor entre 45º y 15º.
15. Conexión árbol-cubo según la
reivindicación 14, caracterizada porque el ángulo menor mide
entre 0º y 2º y el ángulo mayor entre 25º y 35º.
16. Conexión árbol-cubo según la
reivindicación 15, caracterizada porque el ángulo menor mide
0º y el ángulo mayor 30º.
17. Conexión árbol-cubo según
una de las reivindicaciones 14 a 16, caracterizada porque son
planas las secciones de flanco opuestas entre sí del engranaje
exterior e interior (16, 25a, 25b, 22a, 22b, 22c, 26a, 26b).
18. Conexión árbol-cubo según
una de las reivindicaciones 14 a 17, caracterizada porque la
cabeza de diente (32, 37) del engranaje exterior y/o interior (16,
25a, 25b, 22a, 22b, 22c, 26a, 26b) es esencialmente plana.
19. Conexión árbol-cubo según
una de las reivindicaciones 14 a 18, caracterizada porque en
la cabeza de diente (32, 37) del engranaje interior (22a, 22b, 22c,
26a, 26b) y/o del engranaje exterior (16, 25a, 25b) está prevista
una hendidura (38) formada y/o posicionada de forma que en el flanco
de diente (29, 34) respectivo que dado el caso soporta la carga
permanece un reborde de diente (39).
20. Conexión árbol-cubo según la
reivindicación 19, caracterizada porque la hendidura (38)
discurre esencialmente de forma plana partiendo del flanco de diente
(30, 35) dispuesto formando un ángulo mayor en la dirección del otro
flanco de diente (29, 34).
21. Conexión árbol-cubo según
una de las reivindicaciones 14 a 20, caracterizada porque
está redondeada la base de diente (31, 36) del engranaje exterior e
interior (16, 25a, 25b, 22a, 22b, 22c, 26a, 26b).
22. Conexión árbol-cubo según la
reivindicación 21, caracterizada porque el radio (r) en la
base de diente (31) del engranaje exterior (16, 25a, 25b) mide entre
0,35 m y 0,45 m, en particular 0,4 m y el radio (r) en la base de
diente (36) del engranaje interior (22a, 22b, 22c, 26a, 26b) mide
entre 0,3 m y 0,4 m, en particular 0,35 m.
23. Conexión árbol-cubo según
una de las reivindicaciones 14 a 22, caracterizada porque el
módulo del engranaje exterior e interior (16, 25a, 25b, 22a, 22b,
22c, 26a, 26b) se elige de forma que al menos los dientes (28) del
engranaje exterior (16, 25a, 25b) son elásticos a la flexión al
menos en la zona de la cabeza de diente (32).
24. Conexión árbol-cubo según
una de las reivindicaciones 14 a 23, caracterizada porque el
árbol (12, 24a, 24b) está realizado de un material plastificable al
menos en la zona del engranaje exterior (16, 25a, 25b), mientras que
el cubo (16a, 16b, 16c, 27a, 27b) en cambio es más duro al menos en
la zona del engranaje interior (22a, 22b, 22c, 26a, 26b).
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