ES2303656T3 - Tornillo de extrusion, extrusionadora asi como conexion arbol-cubo. - Google Patents

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.

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.

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).