PROIECT - transmisie mecanica actionata de un motor electric

TEMA DE PROIECT

Sa se proiecteze o transmisie mecanica actionata actionata de un motor electric, asincron, de current alternative ME. Transmisia se compune din: motor electric, transmisia prin element intermediar TEI, reductor de turatie de uz general RT cuplat la masina de lucru ML (tamburul benzii transportoare) printr-un cuplaj permanent C_2.

Se cunosc:

puterea consumata de masina de lucru: P_ML = 12,1 kW;

turatia la masina de lucru n_ML = 73 rot/min;

turatia de mers in gol a motoruloui electric n*_ME = 3000; 1500; 1000; 750 rot/min;

banda transportoare serveste pentru transportul calatoriilor intr-un aeroport sau pentru transportul bagajelor.

Proiectul va cuprinde:

Memoriul Tehnic de calcul cu schite si comentarea solutiilor alese, va contine:

a)     calcule de rezistenta pentru componentele sistemului mecanic

b)     alegerea componentelor standardizate sau tipizate, cu justificarile corespunzatoare;

c)     elementele privind calculul economic-financiar al proiectului;

Partea grafica, care va contine:

a)     desenul de ansamblu al transmisiei

b)     desenul de executie al arborelui V;

c)     desenul de executie pentru rotile montate pe arborii I si II.

CAP 1. Descrierea Sistemului mecanic proiectat

Sistemele mecanice din constructia de masini cuprind frecvent transmisii

mecanice de tip curea sau lant.Aceste transmisii ofera foarte multe avantaje cum ar fi:constructia simpla ,posibilitatea de transmitere la distante cat de cat mari si de reglarea continua sau in trepte a raportului de transmitere ,asiguranta pe care o confera

legaturii dintre motor si consumator actionarea silentioasa. Toate aceaste avantaje ofera

mentinerea, perfectionarea si folosirea in contunuare a transmisiilor mecanice.

Transmisia mecanica este un asamblu cinematic de elemente care au ca scop transmiterea miscarii de rotatie cu sau fara transfomarea acesteia insotita de transmiterea energiei mecanice.

Transmisiile mecanice transmit miscari de la arboreal motor numit si arbore conducator la arboreal condus.

Rolul functional a unei transmisii mecanice este acela de a modifica turatia arborelui conducator al masinii motoare in vederea realizarii turatei necesare masinii de lucru in acelasi sens sau cu inversarea sensului de miscare.

Transmisiile mecanice se proiecteaza in principal pe baza efectuarii calculelor de

rezistenta de dimensionare si de verificare. In calculele de rezistenta prezinta un interes deosebit cunoasterea si evaluarea cat mai exacta a solicitariilo elementelor componente ale transmisiei mecanice. Acestea rezulta in principal din datele temei de proiectare.

Prin tema de proiect s-a cerut proiectarea unei transmisii mecanice, de la un motor

electric ME la banda transportoare BT a masinii de lucru ML, compuse din:

motor electric ME, un motor asincron de curent alternativ, urmand ca alegerea lui sa se faca ulterior functie de puterea de calcul de pe arbore si turatia conform STAS 1893-87,881-88;

transmisia prin element intermediar TEI, in cazul de fata prin curea dintata TCD;

reductor de turatie de uz general RT cuplat la masina de lucru ML;

cuplajul permanent C.

Documentatia de Studio, specifica transmisiilor mecanice se compune din mai

multe elemente:

1)Tema de proiect este impusa de beneficiar si trebuie sa contina o serie de cerinte cum sunt:

a)Caracteristicile tehnice ale transmisiei:

- puterea de transmisie ca valoare maxima si ca mod de variatie in timp;

- turatiile la arboreal de iesire ca sens si marime;

- tipul motorului de actionare si caracteristicile de functionare ale acestuia;

- caracteristicile consecutive ale transmisiei;

b)Conditii de exploatare:

- locul de instalare al sistemului mecanic;

- influenta sistemului mecanic asupra vecinatatilor, care se conditioneaza reciproc (vibratii, gaze, clima, abur, praf, etc.);

- intretinerea sistemului mecanic;

- piese de schimb;

c)Prescriptii care pot cuprinde printre altele:

- breviare de calcul;

- morme de tehnica securitatii;

- caiet de sarcini;

- drepturi de brevetare;

d)Aspecte financiare privind:

- cheltuieli cu proiectarea transmisiei mecanice;

- pregatirea fabricatiei;

- documentatia tehnica;

- realizarea prototipului;

- incercarile prototipului;

e) Executia transmisiei mecanice, la care va trebui precizat:

- numarul de bucati;

- marimea lotului de fabricatie;

- atelierele de fabricatie cu dotarile necesare;

f)Conditiile de transport, depozitare, montaj;

g)Domenii posibile privind utilizarea si utilitatea transmisiei mecanice.

2) Studiul tehno-economic are ca scop fundamentarea tehnico-economica a temei de proiectare si cuprind calculele si consideratiile privind economicitatea si eficacitatea transmisiei mecanice, prin luarea in studiu a mai multor variante de transmisii existente, precum si a unor transmisii noi.

3) Proiectul de ansamblu constituie proiectul tehnic propriu-zis. Acst proiect are ca scop stabilirea solutiei constructive, dimensionarea si constructia de ansamblu a transmisiei mecanice. El contine desenul de ansamblu al transimiei mecanice, calcule si ipoteze de dimensionare, pentru elementele principale ale transmisiei mecanice, cum ar fi:

- angrenaje cilindrice cu dinti drepti sau inclinai, angrenaje conice, angrenaje

melc – roata melcata;

- transmisii prin curele sau prin lant;

- cuplaje;

- sistemul de ungere al transmisiei;

- verificarea eficacitatii si posibilitatii de obtinere a peformantelor cerute de

teme;

- aprecieri privind aspectele economice.

4)Memoriul tehnic de calcul justificativ urmareste rezolvarea problemelor de dimesionare a diverselor elemente componente sau subansamble, stabilirea solutiilor constructive si de verificare a transmisiei mecanice in ansamblu, precum si a organelor de masini compeente.

Problemele de verificare si dimensionare se refera la calcule cinematice si energetice, calcule de rezistenta, calcule geometrice, calcule de durabilitate, calcule de bilant termic.

2. Calculul cinematic si energetic al transmisiei

In functie de datele initiale, impuse prin tema de proiectare, se determina puterea si turatia motorului de actionare.

2.1 Estimarea rapoartelor de transmitere

Pentru un numar de turatii ale motorului electric, date prin tema de proiect (3000; 1500; 1000; 750rot/min) se calculeaza raportul de transmitere total in functie de turatia masinii de lucru, data si ea in tema de proiect.

i_tot = ( 1 )

unde:

i_tot – raportul de transmitere total

n_ME – turatia motorului electric

n_ML – turatia masini de lucru

Pentru:                           n_ME = 3000rot/min => i_tot = = 41.09

n_ME = 1500rot/min => i_tot = = 20.54

n_ME = 1000rot/min => i_tot = = 13.69

n_ME =   750rot/min => i_tot = = 10.27

Din STAS 6012-82 rapoartele de transmitere nominala pentru valorile calculate mai sus sunt:

- pentru n_ME = 3000rot/min => i_tot = 40

- pentru n_ME = 1500rot/min => i_tot = 20

- pentru n_ME = 1000rot/min => i_tot = 12.5

- pentru n_ME = 750rot/min => i_tot = 10

In funcie de schema cinamatica, raportul de transmitere total pe treptele de reducere a turatiei este:

i_tot = i_TEI * i_RT ( 2 )

unde: i_TEI – raportul de transmitere al transmisiei prin element intermediar

i_RT - raportul de transmitere al reductorului de turatie.

La repartizarea rapoartelor de transmitere pe trepte trebuie sa se tina seama de urmatoarele cerinte: obtinerea unei suprafete minime a transmisiei mecanice, asigurarea unor dimensiuni ale transmisiei minime, in latime sau lungime, greutate minima, capacitate portante egala pe trepte, cufundare egala in baia de ulei a tuturor treptelor. Pana in prezent un exista o recoandare a repartitiei rapoartelor de transmitere care sa indeplineasca simultan toate aceste cerinte.

Recomandarile privind raportul de transmitere, pentru transmisii mecanice cu o treapta si cu doua trepte de reducere pentru schema cimenatica data prin tema de Proiect sunt:

pentru transmisie prin lant: iTL = 1…6,3, valoare maxima 8;

pentru reductor cu o treapta de reducere iRT = 2…6,3, valoare maxima 7.1;

pentru reductor de turatie cu doua trepte de reducere: iRT = 7.1….40;

pentru reductor de turatie cu trei trepte de reducere iRT >40.

Conform relatiei ( 2 ) rezula:

pentru i_tot = 40    = 2 ^. 20

= 1.6 ^. 25

pentru i_tot = 20    = 2 ^. 10

= 2.5 ^. 8

pentru i_tot = 12.5 = 2 ^. 6.3

= 1.25 ^. 10

= 2.5 ^. 5

pentru i_tot = 10    = 1 ^. 10

= 2 ^. 5

= 2.5 ^. 4

Din aceste valori am optat pentru i_tot= 20 cu i_TEI = 2,5 si i_RT = 8 (reductor cu doua trepte de reducere)

2.2. Stabilirea schemei cinematice a sistemului de antrebare

Conform temei de proiect si a valorilor alese pentru raportul de transmitere (de unde a rezultat numarul de trepte pentru reductor) schema cinematica va arata ca in fig. 1

Fig. 1. Schema cinematica a transmisiei mecanice

2.3 Calculul puterilor pe arborii transmisiei

Tinand cont de pierderile de putere ,dar si de randamentele cuplelor de frecare ce transmit fluxul de energie mecanica da la masina motoare la masinile de lucru prin intermediul elementelor component ale transmisiei ,se determina puterile pe fiecare arbore.

Randamentele exacte ale diferitelor cuple de frecare se pot determina atunci cand se cunosc parametrii geometrici,conditiile cinematice ,natura lubrifiantului si starea de ungere a cuplei de frecare.

Alegem acum randamentele cuplelor de frecare utilizate in transmisiile mecanice

-o pereche de rulmenri : η_pr= 0.99..0.995

-o pereche de lagare cu alunecare: η _a=0.97..0.99

-Transmisie prin element intermediar:η_CD =0.94..0.97

Puterile pe arborii transmisiei sunt:

P_ML=P_IV’ → P_IV’=12,1 kW

P_IV=kW

P_II=kW

kW

2.4 Alegerea motorului electric de actionare

Tinand cont de puterea motorului electric care trebuie sa fie:

P_ME ≥ P_CI

Si de factorului de utilizare k_A=1,25 care se allege in functie de caracteristica de functionare a masinii motoare si cea a masini de lucru rezulta:

P_CI= k_{A *} P_I=14,12 *1 =14,12 kW

La o putere P_ME=14,12 kW si cu o turatie a motorului electric n_ME=1500 rezulta din STAS 1893-87 ca tipul moorului electric este ASU -160L-4 care are urmatoarele caracteristici:

- P_ME= 15 Kw

- n_ME=1440 rot/min

-I_n=29 A

-η=89 %

-cos ρ=0,88

-I_P/I_n=6,5

-M_P/M_n=2.1

-M_max/M_n=2,5

-m=135 kg

2.5 Calculul turatiilor pe arborii transmisiilor

Determinam turatia fiecarui arbore al transmisiei:

n₁=1440rot/min=- n_ME

n_II=

n_IV=≈n_ML rot/min

Pe baza acestor rezultate facem verificarea prin calculul abaterii fata de valoarea impusa prin tema de proiect:

%

2.6 Calculul momentelor de torsiune

Determinam momentul de torsiune pe fiecare arbore in parte cunoscand turatia arborelui si puterea transmidsa prin intermediul acestuia:

T_CI=10⁶ *Nmm

T_CII=Nmm

T_CIV=Nmm

Cap.3 Predimensionarea arborilor

Arborii sunt solicitati la torsiune (prin intermediul lor se transmit momentul de torsiune de la o roata la alta,sau de la o roata la o semicupla) si incovoiere,ca urmare a fortelor introduce de angrenaje si de ransmisiile prin element intermediar.

In faza de predimensionare momentele de incovoiere nu pot fi determinate,deoarece nu se cunoaste pozitia fortelor fata de reazeme si nici valorile acestora.intr-o alltfel de situatie,predimensionarea arborilor se face la torsiune ,singurul element cunoscut fiind momentul de torsiune M_t .in acest caz se admit valori ale tensiunulor admisibile de torsiune ,τ_ad =15..30 MPa ,ca urmre a faptului ca arboreal este solicitat si la incovoiere.

Pentru ,τ_ad =25MPa rezulta:

mm

mm

mm

Capetele de arbore ce fac legatura intre diferitele parti ale transmisie mecanice sau intre transmisie si motorul de actionare (masina de lucru) sunt standardizate,conform STAS 8724/3-74. Odata ales diametrul capatului de arbore se stabilesc tolerantele ,clasa de precizie a diametrului acestuia si lungimea capatului de arbore.lungimea capatului de arbore pate fi aleasa in serie scurta (recomandata din considerent de economie de material) sau serie lunga.motoarele electrice au capetele de arbori serie lunga.Capete de arbori serie lunga mai au si majoritatea reductoarelor de turatie de uz general.

Cap.4 Alegerea reductorului de turatie

Alegerea reductorului de turatie se face prin a calcula pretul acestuia in funstie de greutate.

S-au ales urmatoarelr variante de reductoare de turatie:

1 .Reductor de turatie generatia a II-a Neptun-Campina

2. Reductor de turatie generatia aIII-a Neptun-Nampina

3. Reductor de turatie Flender cu doua trepte de turatie.

P_CII=P_II*k_A=13.42*1.25=16.77 Kw

1 .Reductor de turatie generatia a II-a Neptun-Campina

n_catalog=750 rot/min

P_catalog=27.2

T_ncatalog ≥T_CII

T_ncatalog=

>tip reductor 2H-450-8-0 cu masa=350 kg

2. Reductor de turatie generatia a III-a Neptun-Campina

n_catalog=750 rot/min

P_catalog=36.8

T_ncatalog=

>tip redactor 2H-325-8-0 cu masa m=340

3. Reductor de turatie Flender cu doua trepte de turatie

n_catalog=750 rot/min

P_catalog=24 Kw

T _catalog=

>tip redactor SZNW-285-8-0 cu masa m=125

Vom alege reductoruL de turatie Flender cu duua trepte de turatie pentru ca este cel mai uso din punct de vedere al greutatii.

Vom calcula costul reductorului pe care l-am ales :

C_u.m.red=5..7 euro/kg

C_u.m.red=7 euro /kg

C_u.m.ME=6 euro /kg

C_red= C_u.m.red*m_red=7*125=875 euro

C_ME= C_u.m.ME*m_ME=6*135=990

Costul totl al motorului electric si al reductorului este:

c_TOTAL= C_{red +} C_ME=875+990=1865

Am alcatuit un table de unde am ales motorul electric si reductorul de turatie urmarind costul total cel mai avantajos in punct de vedere al constructiei acestuia:

Am ales motorul electric ASU-160MB si reductorul de turatie SZNW-285-25-0.

Motorul electric ales ASU-160MB are urmatoarele caracteristici:

-- P_ME= 15 Kw

- n_ME=1440 rot/min

-I_n=29 A

-η=89 %

-cos ρ=0,88

-I_P/I_n=6,5

-M_P/M_n=2.1

-M_max/M_n=2,5

-m=135 kg

Cap.5 Calculul transmisiei prin element intermediar

Transmisia prin element intermediar in acest caz este transmisia prin curea dintata .Proiectarea transmisiei prin curea dintata cuprinde:

-dimensionarea curelei dintate si stabilirea geometriei tansmisiei prin curea;

-proiectarea rotilor de curea si asigurarea conditiilor de montaj;

-verificarea conditiilor de montaj corect.

Transmisia prin curea dintata

Curelele dintate sunt utilizate in toate domeniile in care se impugn: un sincronism de antrenare,abenta intretinerii (retensionare,lubrificatie) si functionare silentioasa.

Curele cu pasul mai mic de 5 mm se folosesc in micromecanica (masini de scris,informatica).curele cu pasul cuprins intre 5 si 14 mm sunt utilizate ca transmisii de putere ,acolo unde lanturile prezinta probleme in legatura cu zgomotul si vitezele de lucru(v=30 m/s) .Aceste curele se folosesc la masini unelte,masini pentru industria lemnului, motoare eoliene ,industria alimentara etc. Curele cu pasul mai mare de 14 mm se folosesc acolo unde sunt utilizate si transmisiile prin lant unde se impune zgomot redus in functionare.

Transmisiile prin curea dintata prezinta urmatoarele avantaje:

-raport de transmitre riguros constant (sincronism in transmiterea vitezei de la

o roata la alta);

-capacitatea portanta mare, puteri de pana la 400 kW;

-viteze periferice mari de pana la 80 m/s;

-zgomot redus in functionare;

-intretinere usoara;

-forte de intindere relative mici care conduc la incarcari mici ale lagarelor

arborilor rotilor.

5.1 Dimendsionarea curelei dintate si stabilirea geometriei transmisiei prin curea

Geometria curelei dintate este standardizata prin norme internationale (ISO 5294).

Curelele dintate actuale se executa in doua variante constructive : cu profil trapezoidal si cu profil curbiliniu.cele mai utilizate sunt cele cu profil trapezoidal ,iar cele mai perfomante tehnic sunt cele cu profil curbiliniu.

Curele cu prifil trapezoidal se intalnesc in 7marimi:MXL,XXL,XL,L,H,XH,XXH.

Alegerea se face in functie de putere de calcul P_c si de turatia rotii de curea n_I .date necesare pentru alegerea profilului :

n_I=2900 rot/min

P_Ci=13.97 kW

I_TCD=2

Profilul ales este profilul trapezoidal de tip H:

Alegerea numaruluie de dinti ai rotii se adopta in conditiile asigurarii unui gabarit minim al transmisiei.

=numarul de dinti ai rotii motoare              

=20

v=      m/s – viteza maxima de utilizare a curelei.

Numarul de dimti ai rotii conduse se determina pe baza raportului de transmitere.

=numarul de dinti ai rotii conduse

=* I_TCD=2*20=40=40 dinti

Cu ajutorul relatiei vom calcula diametrele de divizare ale rotilor de curea:

Distanta orientativa dintre axe nu este definitiva:

se adopta din STAS =200 mm

Lungimea orientativa a curelei:

mm

Numarul de dinti ai curelei se adopta la o valoare intreaga:

se adopta dinti

Cu valoarea intreaga a numarului de dinti se calculeaza lungimea curelei :

mm

Rezolvand euatia de gradul II se recalculeaza distant dintre axe A₁₂ care acum este definitorie:

mm

Determinarea numarului de dinti ai pinionului aflati in contact cu dintii rotii de curea :

se adopta numarul de dinti

Se recomanda ca numarul de dinti aflti in contact sa indeplineasca conditia

Se determina puterea transmisibila a rocii dintate care are latimea b₀ :

unde : - F_a =forta maxima admisibila in curea

-m =masa curelei pe unitatea de lungime

a curelei

- v =viteza curelei

F_a =2100[N]

m =0,330 [kg/m]

Se deternina latimea cu ajutorul fomulei:

b₀=76,2

k_zβ = factorul de corectie al numarului de dinti ai rotii mici aflati in contact cu dintii curelei:

< 6

> 6

mm

Latimea b obtinuta se rotunjeste la valoarea nominala cea mai apropiata.Unele firme producatoare de curele dintate recomanda ca latimea curelei sa fie exprimata in inchi.

1 inch=25,4 mm

b=45,65= inch

se adopta cureaua b=2 inch =2*25,4=50,8 mm

Cap.5.2 Proiectarea rotilor de curea dintata

Roata de curea are dinti dispusi echidistant pe periferie si poate avea sau nu,flanse laterale care sa permita ghidarea curelei si totodata sa evite aruncarea lateral a curelei de pe roata.

Rotile de curea pot fi confectionate din fonta sau otel.Materialele plastice sau aliajele din aluminiu pot fi utilizate numai acolo unde transmisi prin curea are rol cinematic si nu se transmit puteri mari .

Roata de curea de latime data este definite prin:

- pasul de baza echivalent a curelei repective p;

-numarul de dinti z ai rotii;

-diametul de divizare D_d:

D_d1=80,85 mm

D_d2=161,70 mm

-diametrul exterior D_e sau diametrul de varf al dintelui unde d_p reprezinta grosimea fata de linia primitiva a curelei si h_d reprezinta inaltimea dintelui rotii:

2* d_p =1,372       

mm-

mm

-diametrul interior:

mm

mm

mm

)=50,8+(2..4)=52,8…54,8 se adopta B=55 mm

-razele de curbura ale capului r_I si piciorul dintelui r_p ,coarda golului dintelui l_p masurata la piciorul acesteia si unghiul la varf al golului dinrelui 2ф toate fiiind standardizate.

5.3 Verificarea conditiilor de montaj corect

Pentru o functionare corecta a transmisiei trebuie respectate urmatoarele conditii:

-cel putin o roata de curea (ca regula generala,roata mica) rebuie da fie flancata laeral cu scopul ghidarii curelei;

-ambele roti de curea se recomanda a fi flancate lateral,daca distanta dintre axe este de 8 ori mai mare decat diametrul rotii mici ;

-se recomanda ca rotile sa aiba cel putin 6 dinti in contact cu cureaua.

Dispozitivele de intindere care se pot afla pe partea danturata sau pe partea opusa dintilor curelei ,nu sunt niciodata recomandate.

Cap.6 Alegerea si verificarea penelor paralele

6.1 Alegerea penelor paralele

Asamblarea rotilor dintate,a rotilor de curea si de lant pe arborii transmisiei mecanice se realizeaza prin intermediul penelor paralele. Geometria penelor este standardizata si se alege in functie de diametrul arboreli din sectiunea de montaj si de latimea butucului rotii dintate,de curea sau de lant ce se monteaza pe arborele respectiv.

In cazul acestei transmisii ,penele paralele sunt folosite la:

1.Asamblarea rotii de curea I pe capatul de arboe al motorului electric

2.Asamblarea rotii de curea II pe capatul de arbore de intrare in reductorul de turatie.

3. Asamblare semicuplei cuplajului pe arboreal de iesire din reductor;

4. Asamblarea dintre semicupla cuplajului cu capatul de arbore de la toba benzii transportoare.

Pentru asmblarile cu pana paralela pe care le avem de executat s-a intocmit urmatorul tabel cu dimensiunile necesare:

6.2 Verificarea penelor paralele

Verificarea penelor paralele se face prin determinarea tensiunoilor efective de strivire si de forfecare si compararea acestra cu eforturile admisible si .

a)strivire :

b)forfecare:

Verificarea fiecarei pene :

1) Arbore I:

a) strivire:

MPa

mm

b)forfecare:

MPa

2)Arbore II:

a)strivire:

b)forfecare:

3)Arbore IV:

a)strivire:

>120 MPa

Aceasta valoare nu este buna.

Se adopta pana capete drepte l=70 mm si se reface calculul.

MPa

b)forfecare:

MPa

4) Arbore IV^’:

se adopta aceleasi date de la arboreal IV si la arborele IV^’:

a)strivire:

MPa

b)forfecare:

MPa

Cap.7 Alegerea cuplajului

Alegerea cuplajului optim unei transmisii mecance impune precizarea unor dte initiale de proiectare si anume:

-momentul de torsiune care trebie transmis cuplajului variatia acestuia in

functionarea si vaorile maxime estimate;

-pozitia relative a arborilor ,in timpul montajului si in timpul funcionarii;

-caracteristicile mecanice si functionale ale celor doua partiale transmisiei

legate

prin cuplaj,moment de inertie reduse la arboreal cuplajului,modul de variatie

al

vitezei unghiulare a celor doi arbori;

- onditiile de functionare,mediul ambient,duata de functionare;

- posibilitatile de asamblare a cuplajului pe arborii transmisiei (pene paralele);

-caracterul legaturi permanente sau intermitente ,realizate de cuplaj;

- conditii dimensionale si de gabari maxim admis pentru cuplaj.

Din multitudinea solutiilor constructive ,care sadisfac una sau mai multe din functiile principale ale cuplajelo(transmitere de miscare si moment ,comanda,limitare de sarcina,amortizare a vibratiilor si socurilor ,compensari ale erorilor de pozitie ale capetelor de arbori ,limitare de turatie si sens) aceasta lucrare se refera la cuplajul vulkan-cuplaj cu elemente elastice din cauciuc.

7.1 Cuplajul Vulkan

Cuplajul vulkan asemanator cuplajului perifle are bandajul din cauciucsectionat ,pentru a micsora costul axecutiei bandajului.momentul de torsiune se repartizeaza uniform pe cele doua jumatati ale bandajului din cauciuc,fortele centrifuge fiind peluate in mare masura de prinderea superioara.acest cuplaj tansmite moment de torsiune mai mari comparative cu cuplajul periflex,la acelasi dimensiuni de gabarit;cuplajele vulkan au caracteristica elastic progresiva.dimensiunile principale ale acestor cuplaje sunt date in catalog.