RAZVOJ MJENJAČA SMJERA KREATANJA

Mladen Karivan Muamer Trako

Univerzitet u Zenici, Mašinski fakultet

SAŽETAK:

Rad predstavlja metodiku razvoja mjenjača promjene smjera kretanja vozila, tj. prethodno razvijenog vozila pod nazivom TEV - (Turističko Ekološko Vozilo). U radu su prikazani analitički proračuni karakterističnih dijelova, početni dizajn 3D komponenti, upotreba računarom podržanih metoda za 3D modeliranje, numerički proračun opterećenja na bazi metoda konačnih elemenata, sastavljanje 3D modela komponenti u sklop i na kraju vizualizacija gotovog proizvoda. Rad je koncipiran tako da može predstavljati podlogu za razradu tehnologije izrade novog proizvoda.

Ključne riječi: mjenjač smjera kretanja, metodika razvoja, 3D dizajn, MKE analiza

1. Uvod

Termin tricikl/trokolica (engl. Tricycle, danas su u upotrebi i termini Trike i Tandem bike) koristi se od početka 19 stoljeća i potiče od grčke složenice treia - tri i kyklos - krug ili točak. Prvi pisani trag o upotrebi tricikla, u obliku zaprežnog vozila, datira iz 1828 godine. Od tada pa do danas, vozilo u formi tricikla pojavljuje se u različitim varijantama u zavisnosti od svrhe, rasporeda toćkova i pogona (pogon pedalama, parom, električnim ili motorom sa unutrašnjim sagorijevanjem). Iako su na samom početku tricikli bili predviđeni samo za odrasle (pisani tragovi datiraju iz 1868. godine), danas najčešću varijantu tricikla predstavlja izvedba za djecu koja se pogoni pedalama na prednjem točku.

Prilikom istraživanja tržišta o postojećim rješenjima mjenjača smjera kretanja ovakvih vozila pronađeno je jako malo informacija. Prema tome, zaključeno je da ne postoje verzije tricycle vozila koja imaju mogućnost kretanja unazad. Istraživanje je pokazalo da ovo predstavlja veliki nedostatak ovakvih vozila. Samim tim ovakva vozila postaju neprivlačna korisnicima

ku probati takvo vozilo, koje je primjer sličnog vozila koje ima

što je i potvrđeno od strane korisnika koji su imali prilimoguće iznajmiti na Kamberovića polju u Zenici. Jedini

Slika 1. V-twin Spyde Slika 2. Dječiji tricikl

mogućnost kretanja unazad je V-twin Spyder, vozilo pogonjeno Rotax 990 motorom sa unutrašnjim sagorijevanjem. Pored navedenog postoji tzv. delta verzija dječijeg tricikla kod koje su pedale spojene direktno na pogonski točak. Samim tim ova verzija ima mogućnost kretanja unazad koja se ostvaruje jednostavnim okretanjem pedala u suprotnom smjeru. Međutim ova verzija tricikla nosi sa sobom niz nedostataka kao npr. nema mogućnost promjene brzina.

2. Faze razvoja mjenjača

edećim fazama:

1. razrada liste zahtijeva (konstrukcijska specifikacija),

u smislu odluke da li je teorijsko rješenje izvedivo i

klopa

abela 1. Lista zahtjeva

Konstrukcijska specifikacija zahtjev želja

Razvoj mjenjača odvijao se u slij

2. pronalaženje principa iz poznatih tehničkih rješenja, 3. analiza poznatih tehničkih rješenja, 4. razmatranje mogućnosti realizacije,

da li se uređaj može proizvoditi unutar datih ograničenja, te da li je ekonomski isplativo, 5. izrada potpune liste zahtjeva, 6. razrada pojedinačnih dijelova s

7. izrada 3D modela dijelova i sklopa

8. FEM analiza

T

1. FUNKCIJA a smjera kretanja

tanja vozila

1.1 1.1. Promjen

1.2. Promjena brzina bez pokre1.2

2. RADNA SVOJSTVA

ost rukovanja

2.1

2.4

2.3

2.1. Izdržljivost 2.2. Tri položaja (naprijed, nazad, neutralno) 2.3. Miran rad 2.4. Jednostavn

2.2

. ESTETSKA SVOJSTVA

i dijelovima

.2

4.1 4 4.1. Odgovarajući gabarit 4.2. Kompaktnost sa ostalim

4

5. TROŠKOVI IZRADE

i

5.1 5.1. Minimalni troškov

3. Dijagram toka razvoja mjenjača smjera kretanja

Na slici 3 prikazan je dijagram toka razvoja mjenjača smjera kretanja.

Ideja A

Prikupljanje podataka o postojećim rješenjima

Skiciranje idejnih rješenja

Odabir najpovoljnije varijante

Proračun pojedinih dijelova

Rezultati zadovoljavaju

A

Sklapanje kompletnog mjenjača

MKE analiza karakterističnih dijelova

Vizualizacija

Da

Ne

Da

Ne Rezultati zadovoljavaju

Izrada 3D modela pojedinačnih dijelova

Izrada tehničke dokumentacije

Analiza postojećih rješenja

Realizacija

Slika 3. Dijagram toka razvoja

4. Morfološka matrica

U tabeli 2 je data morfološka matrica varijanti rješenja mjenjača smjera kretanja.

Tabela 2. Morfološka matrica

Prijenos

Lančanici sa mehaničkim spojkama

Lančanici sa elektromagnetnim

spojkama

Lančanici sa zupčanicima

Zupčanici

Cilindrčni

pravozubi par

Cilindrični

kosozubi par

Cilindrični strelasti

par

Lanci

Dvoredni lanci

Jednoredni lanci

Materijal Konstrukcioni

čelik Aluminij Titanijum

Mjesto postavljanja

mjenjača

U sklopu sa mjenjačem brzina

Direktno na pogonski točak

Između mjenjača brzina i pogonskog

točka

Mehanizam fiksiranja u određenom

položaju

Uskočni klinovi

Trostepeni

mjenjač brzina bicikla

Opruga

Mehanizam promjene položaja

Trostepeni mjenjač brzina sa

sajlom

Polužni mehanizam

Poluga sa sajlom

Ležajevi

Valjkasti ležaj

Kuglični ležaj

Iglični ležaj

5. Kinematske veličine zupčastog para

Slika 4. Kinematske veličine

Pošto se ovdje radi o dva ista zupčanika, proračun kinematskih veličina će se raditi samo za jedan.

5.1 Modul u čeonoj ravni zupčanika

5,3 nt mm

5.2 Osno rastojanje

mmZZm

a 1052

)3030(5,3

2

)( 21

5.3 Poluprečnik kinematske kružnice

Wrr za W odnosno 021 XX

mmZm

r 5,522

305,3

21

5.4 Poluprečnik tjemene kružnice

mmmXrra 565,3)01(5,52)1( 11

5.5 Ugao profila zubaca

364,00cos

20

cos

tgtg

tg nt

20n

20364,0arctgt

5.6 Poluprečnik osnovne kružnice

mmrr tb 35,4994,05,52cos1

5.7 Dužina aktivnog dijela dodirnice

mm

arrrrg tbaba

37,11320sin10535,4956

35,4956sin

22

2222

22

21

21

5.8 Podioni korak

mmmP 99,105,3 5.9 Stepen sprezanja profila

31,1099,10

37,113

P

g

5.10 Stepen sprezanja bočnih linija

099,10

020

tg

P

tgb

5.11 Ukupan stepen sprezanja

31,10031,10

5.12 Prijenosni odnos

130

30

1

22,1

Z

Zu

5.13 Broj obrtaja zupčanika 2

1

2,1

12 5,0

1

5,0 su

nn

5.14 Ugaona brzina

11 14,35,022 sn

5.15 Uglovi vrha kinematskih konusa

11

11

2,11

utg

4511 arctg

2,12 utg ili 45459012

5.16 Broj zubaca ekvivalentnih zupčanika

25,4245cos

30

cos 1

1

ZZv

5.17 Pomjeranje profila prema sistemu klizanja

mmu

x 01

1146,0

1146,0

222,1

6. Proračun čvrstoće zupčastog para

Materijal za izradu zupčanika: - zupčanik 1 - Č.4321 - kvalitet zupčastog para je IT8

6.1 Obodna sila na podionoj kružnici

HHvAt KKKKF

Nr

TFt 67,6666

5,52

10350 3

1

Slika 5. Sile na zupčaniku

6.2 Obodna brzina

sm

i

nrV 16,0

1

5,0105,5222 3

21

111

049,0100

11 ZV

6.3 Odnos teoretske dužine dodira zubaca bz i širine zupčanika b

132,030915,13150

15,167,666622

Cfb

KKF

b

b vAtz

Za 049,0100

11 ZV

Kv=1 (IMP II sl. 7.358 str.434.)

KA=1,5 (IMP II T.7.181 str.430.)

Za 31,10 mmmNC ,30 (Praktikum sl 4.7 str.83.)

f - odstupanje paralelnosti bočnih linija u sprezi

mmmyfff shma310915,13915,13085,3017

Gdje je:

maf - odstupanje paralelnosti bočnih linija usljed odstupanja pri izradi

mmmTfma3101717345,05,0

Za IT8 i b=150 mm mT 34 (IMP II T.7.172 str. 418.)

shf - odstupanje paralelnosti bočnih linija zubaca usljed deformacija vratila

i zupčanika. Može se približno odrediti na osnovu mjera pogonskog vratila.

0shf - usvojeno radi pojednostavljenja proračuna

Y - uticaj habanja zupčanika na smanjenje odstupanja paralelnosti bočnih linija

mmmYY

Y 321 10085,3085,32

62,355,2

2

mmmffY shma3

1 1055,255,201715,015,0

mmmffY shmaH

36

lim2 1062,362,310017

1500

320320

2lim 1500mm

NH (IMP II T.7.186 str. 448.)

S obzirom da je 1b

bZ onda je

63,425,6 837,0 P

Hf KK

837,001,601,61

01,6

1 2

2

2

2

P

01,65,3125,7

150

h

b

125,75,325,05,322 mCmh n

25,632,0

22

ZH b

bK

Faktor raspodjele opterećenja na parove zubaca u sprezi za 2

tHVA

pbfH FKKK

bYACKK

124,09,0

8,2

67,666625,615,1

15018,22430

13,10

113,1024,09,0

fH KK

gdje je: Apb – najveće dozovljeno odstupanje koraka.

mApb 24 za IT8 (Praktikum tablica 4.1.3 prilog 4.1)

Y -promjena profila zubaca

mmmYY

Y 321 1018,218,22

56,28,1

2

mAY pb 8,124075,0075,01

mA

YH

pb

56,21500

24160160

lim2

6.4 Radni naponi Na bokovima jednog i drugog zupčanika su jednaki

HHVAt

HEH KKKKu

u

db

FZZZZ

1

gdje je: - faktor elastičnosti materijala spregnutih zupčanika za spregu oba EZ

zupčanika od čelika

2128,189mm

NZ E (Praktikum T4.1.4 prilog 4.1)

9,1HZ - faktor oblika zubaca (usvojeno prema preporukama)

1Z - faktor stepena sprezanja

- faktor nagiba bočnih linija zubaca Z

10coscos Z

2200325,68,215,11

11

75150

67,6666119,1189

mmN

H

6.5 Kritični naponi bokova zubaca XWRVNHMH ZZZZZZ lim

gdje je:

NZ - faktor konačne izdržljivosti

1NZ

Z - uticaj promjenjljivosti obrtnog momenta

3,1Z

1LZ - uticaj masti

1VZ - uticaj brzine klizanja

RZ - uticaj hrapavosti bokova

18,11058,0

3302,0

3

ZRC

rR R

Z

rR - srednja visina neravnina

321 100

2 a

RRR ZZ

r

mRZ 75 za čisto glodane bokove zubaca (klasa hrapavosti 8)

mmmRr33

31058,0588,0098,06

10105

100

2

66

02,05000

1500100012,0

5000

100012,0 lim

H

ZRC

WZ - uticaj razlike tvrdoće spregnutih bokova zubaca

148,11700

1302172,1

1700

1302,1

HBZW

Za Č.4131 tvrdoća po brinelu HB iznosi HB=217 (Strojarski priručnik str. 310)

XZ - uticaj apsolutne veličine zubaca

za 1XZ 10nm

Za zupčanik od Č.4321 2lim 1500mm

NH

25,26411148,118,1113,111500mm

NMH

6.6 Stepen sigurnosti protiv razaranja bokova zupčanika

32,12003

5,2641

H

MHHS

Stepen sigurnosti protiv razaranja bokova zubaca treba da bude u granicama (1,2…1,8), pa prema tome zadovoljava.

6.7 Radni naponi u podnožju zubaca

n

FFVAtSaFaF mb

KKKKFYYYY

FaY - faktor oblika zubaca

Za zupčanik 1 (Z=30, X1=0) (Praktikum tablica 4.1.7) 6,2FaY

- faktor koncentracije napona u podnožju zubaca SaY

76,1SaY (Praktikum Slika 4.1.3 Prilog 4.1)

Y - faktor kraka sile, prema ISO preporukama izračunava se pomoću izraza:

28,031,10

8,02,0

8,02,0

Y

Y - faktor oblika kosih zubaca

1120

1001

1201

Y

24,3165,3150

63,48,215,167,6666128,076,16,2mm

NF

6.8 Kritični naponi u podnožju zubaca XTRTSTNTFMF YYYYYY lim

NTY - faktor konačne izdržljivosti podnožja zubaca

074,110

1037,8

5

6

mFD

NT n

NY

Granični broj promjena za sve čelike 6103 FDNm=8,7 za cementirane čelike i površinski otvrdnute

1,2STY - faktor koncentracije napona u podnožju zubaca zupčanika epruvete

1Y - faktor uticaja promjenjljivog obrtnog momenta na dinamičku izdržljivost.

Za približno stalni obrtni moment jednak je jedinici.

RTY - faktor uticaja hrapavosti u podnožju zubaca ( Praktikum Slika 4.1.5 Prilog 4.1)

026,1RTY Na osnovu hrapavosti i krive za poboljšani čelik

TY - relativni faktor popravke u zavisnosti od materijala i faktora koncentracije

napona (Praktikum Slika 4.1.4 Prilog 4.1) 95,0TY

Na osnovu faktora konstante napona i krive za poboljšani čelik SaY

XY - faktor veličine zubaca

75,0XYZa m<5

Za površinski otvrdnute zupce i poboljšane čelike:

2lim 416mm

NF

268675,095,0026,111,2074,1416mm

NMF

6.9 Stepen sigurnosti podnožja zubaca

16,2

4,316

6861

F

MFFS

Stepen sigurnosti od 2,16 zadovoljava.

7. Proračun ležajeva

NtgtgFF ntr 5,24622067,6666

NF

FF rBA 25,1213

2

5,2426

2

60 10N

tnn 3600

n – učestalost obrtanja ležaja Slika 6. Raspored sila koje djeluju na ležajeve t – radni vijek Učestalost obrtanja se određuje na sljedeći način:

Maksimalna brzina je hkmv 36

Obim pogonskog točka kmmmmdO t 0018,088,1188414,3600

Predpostavljeno je da nema klizanja.

1200000018,0

36 h

kmh

km

O

vn

15,5 sn Ležaj treba da radi 10 sati dnevno pri maksimalno opterećenju i da traje godinu dana

ht 360036010

17128000036005,536003600 stnn

24,071280000

100000030

CCn

NCCN

3 - za kuglične ležajeve (Praktikum str. 151)

Sada se vrši upoređivanje karakteristika ležajeva (IMP II Tablica 7. 117)

NFXVF A 42,73525,121356,01 V=1 jer se spoljašnji vrti, a unutrašnji miruje Prečnik provrta 15 mm: Ležaj 6002:

NC 3400 (IMPII Tablica 7. 117)

NCCN 81624,0340024,0

FCN ovaj ležaj zadovoljava.

8. Izrada 3D modela pojedinačnih dijelova i sklopa

Poslije završetka gore navedenih proračuna uslijedila je izrada 3D modela pojedinačnih dijelova i gotovog sklopa. Na osnovu proračuna dobijeni su podaci na osnovu kojih se mogu izraditi 3D modeli zupčanika, ležajeva i potrebnih osovinica. Kako je proračunom pokazano osnovni podaci za zupčanik su slijedeći: osno rastojanje a=105 mm, puloprečnik kinematske kružnice r=52,5 mm, poluprečnik tjemene kružnice ra =56 mm i širina zupčanika b=15 mm. Navedeni podaci su dovoljni za izradu 3D modela u softverskom paketu Solid Edge V20, tj. korištenjem Egineering Handbook-a. Engineering Handbook je dodatni alat u okruženju Solid Edge V20 koji omogućava jednostavno kreiranje 3D modela svih mašinskih elemenata. Od posebne važnosti je podatak o osnom rastojanju zupčanika jer se na osnovu njega određuje položaj pogonskog zupčanika a i gabaritne dimenzije glavnog nosača čitavog sklopa. O izradi glavnog nosača biti će više govora u nastavku.

Izvršenim proračunom ležaja odabran je kuglični ležaj 6002, pri čemu je za ovaj ležaj predviđeno da radi 10 sati dnevno jednu godinu. Prečnik provrt ležaja je 15 mm i na osnovu njega se vrši odabir osovinice.

Na dobijenom 3D modelu zupčanika bilo je potrebno uraditi određene prepravke, kako bi se napravilo odgovarajuće ležište za ležaj, prikazano na slici 7.

Slika 7. Neobrađeni zupčanik, ležaj i zupčanik sa odgovarajućim ležištem

Prenošenje radijalnih sila sa vratila na ležajeve ili sa prstenova na oslonce ostvaruje se odgovarajućim nalijeganjima. Spojeni dijelovi i prstenovi koji se okreću u odnosu na opterećenje treba da formiraju čvrsto nalijeganje. Stvarne mjere provrta i vanjskog prestena ležaja nalaze se u granicama propisanim tolerancijskim poljima približno ispod nominalne mjere i ne odgovaraju nijednom polju u sistemu ISO tolerancija. Preporučena tolerancijska polja punih osovina i otvora u kućici za ugradnju kugličnih ležajeva nalaze se u tablici 7.111. Kuglični ležajevi svih prečnika kod kojih se obrće spoljni prsten rukavac vratila tolerisan je u polju j6 a otvor u kućici u polju M7.

Prema gore navedenom i vodeći računa o dimenzijama ležaja, vanjski prečnik 36 mm, unutrašnji prečnik 15 mm, širina ležaja 9 mm, dobijeni 3D model zupčanika je prerađen i

njemu je napravljeno ležište za odgovarajući ležaj. Također je vođeno računa o visini naslona za ležaj koji se jasno vidi na slici 7.

Na osnovu standardnih dimenzija lančanika izrađen je 3D model lančanika prikazan na slici 8. Na lančaniku su također urađene određene promjene pri čemu je napravljeno identično ležište za ležaj i dodatni prsten preko kojeg se lančanik čvrsto veže za zupčanik.

S obzirom na to da su dva zupčanika uvijek u spregu jedan od lančanika mora biti slobodan. Slobodni lančanik dozvoljava lancu da se prilagođava prilikom promjene položaja spregnutih zupčanika.

Slika 8. Lančanik

Jedina razlika između fiksnog i slobodnog lančanika je u širini obodnog prstena. Tom razlikom se ostvaruje

zazor između zupčanika i lančanika koji iznosi 1 mm. I u jednom i u drugom slučaju i zupčanik i lančanik imaju zaseban ležaj.

Slika 8. Podsklop: zupčanik, ležaj i lančanik

Na osnovu unutrašnjeg prečnika ležaja odabrana je odgovarajuća osovinica (IMP II str. 246. Tablica 7.106) i vanjski uskočnik (http://fa.misumiusa.com).

Slika 9. Osovinica i vanjski uskočnik

Kako je u listi zahtjeva navedeno da mjenjač mora imati tri položaja bilo je potrebno osmisliti mehanizam koji bi to omogućio. Ostvarivanje pogona naprijed nije veliki problem, međutim ostvarivanje pogona unazad i odvajanje pogona od pogonskog točka je pomalo izazov. Prema tome mehanizam mora imati jedan pogonski zupčanik sa fiksiranim lančanikom i dva zupčanika koja su stalno spregnuta i koja imaju mugućnost zakretanja u lijevu odnosno desnu stranu u odnosu na vertikalnu osu. U početnom položaju duž koja spaja centre obrtanja dva spregnuta zupčanika se poklapa sa vertikalnom osom. U ovom položaju vozilo se ne može kretati jer je pogon odvojen od pogonskog točka. Zakretanje u desno bi značilo da će se donji zupčanik sa slobodnim lančanikom spregnuti sa pogonskim zupčanikom pri čemu će se vozilo kretati naprijed. Zakretanje u lijevo bi značilo da će se gornji zupčanik sa fiksnim lančanikom spregnuti sa pogonskim pri čemu dolazi do kretanja vozila unazad. Mjenjanje položaja mjenjača odnosno zakretanje spregnutih zupčanika u odnosu na vertikalnu osu se može

prikazati šematski na slijedećoj slici. Na šemi se jasno vidi način promjene smjera obrtanja zupčanika a samim tim i smjera kretanja vozila, slika 10.

Slika 10. Šematski prikaz rada mjenjača

Prema proračunu zupčanika međuosno rastojanje iznosi 105 mm. Prema tome za dva zupčanika je potrebno napraviti zaseban nosač koji će obezbijediti zadano međuosno rastojanje. Ujedno isti nosač mora obezbijediti njihovo zakretanje u odnosu na vertikalnu osu. Također je potrebno obezbijediti zadano međuosno rastojanje između pogonskog zupčanika i jednog od dva stalno spregnuta zupčanika ovisno o položaju mjenjača. Da bi se to obezbijedilo potrebno je odrediti adekvatan položaj pogonskog zupčanika i ugao zakretanja spregnutih zupčanika. Da bi se odredio taj položaj potrebno je zakrenuti dva stalno spregnuta zupčanika za neki proizvoljni ugao oko tačke P u odnosu na vertikalnu osu y-y a zatim iz centra obrtanja zupčanika koji je u tom položaju sa lijeve strane ose y-y opisati luk poluprečnika 105 mm tako da se presječe sa osom x-x također sa lijeve strane y-y ose. Presjek

ose x-x sa opisanim lukom predstavlja centar obrtanja pogonskog zupčanika. Određivanje adekvatnog položaja pogonskog zupčanika dato je na slici 11.

Slika 11. Određivanje položaja pogonskog zupčanika

Slika 12. Određivanje položaja otvora

Nakon definisanja položaja pogonskog zupčanika potrebno je definisati položaj otvora za uskočne klinove. Osnovna funkcija uskočnih klinova je pozicioniranje i zadržavanje dva spregnuta zupčanika u jednom od tri položaja prikazana na slici 10. Neutralni položaj se određuje tako što se na osi x-x odabere tačka desno od ose y-y pri čemu treba voditi računa da mehanizam uskočnih klinova ne smeta zupčanicima. Položaji druga dva otvora za fiksiranje spregnutih zupčanika u položaje naprijed i nazad se određuje jednostavnim zakretanjem duži O1O2 za ugao od 12º. Zakretanjem ove duži dolazi do istovremenog zakretanja tačke U u položaje U' i U''. Ove tačke predstavljaju položaje otvora na nosaču dva spregnuta zupčanika koji će obezbijediti fiksiranje tih zupčanika u potrebnim položajima. Određivanje navedenih položaja je prikazano na slici 12. Nakon definisanja položaja svih otvora može se pristupiti definisanju ostale geometrije nosača. Definisana geometrija i svi navedeni položaji su prikazani na slici 13. Kada su

definisani položaja i ostala geometrija može se pristupiti izradi 3D modela nosača

Slika 13. Definisana geometrija nosača i 3D model

etrije izrađen je 3D model glavnog nosača i MKE model na kojem je izvršena MKE anliza.

Slika 14. 3D model glavnog nosača

Nakon definisanja geometrije zupčanika, ležaja, lančanika, pomočnog nosača i mehanizma uskočnih klinova i izrade 3D modela istih, definisana je geometrija glavnog nosača. Na osnovu te geom

9. MKE analiza

Usvojeni dizajn glavnog nosača je podvrgnut MKE analizi radi potvrđivanja sposobnosti obavljanja predviđene funkcije. Za analizu je korišten softverski paket Femap 9.3. Tabela 3. Ulazni podaci i rezultati analize

Podaci o materijalu

Youngov modul elastičnosti E

2,1 E5 MPa

Poissonov koeficijent 0,3

Podaci o FEM analizi Tip elementa Linearni tetraedri

Veličina elementa 1 mm

Opterećenje 4x 1213 N

Rezultati analiza

Max napon 50,19 MPa

Slika 15. Model nosača u Femap okruženju

Na 3D model su primjenjeni odgovarajući granični uslovi i opterećen je silama u četiri tačke. Sile su postavljene pod uglom od 45° u odnosu na horizontalu, zbog načina ostvarivanja kontakta, slika (15.a). U ovom slučaju oslonci naprednjoj i zadnjoj plohi označeni su sa 156. To znači da se model ne može obrtati oko X ose i da ne može rotirati oko Y i Z ose. Oslonac sa strane nosača označen je velikim slovom F što znači da nema ni jedan steen slobode (eng. Fixed). Intenzitet sila je 1213N, što odgovara radijalnoj sili na zupčanicima, koja je prethodno analitički proračunata. Slika (15.b) prikazuje FEM model nosača na kojem su korišteni elementi tipa linearni tetraedri.

Y

Z

X

c) a) b)

Analiza je pokazala da nosač može izdržati nanesena opterećenja te u skladu s tim da može bez problema obavljati njemu predviđenu funkciju. Analiza je također pokazala da na se pojedinim mjestima mjestima može ukloniti određena količina materijala i da to ne bi utjecalo na samu izdržljivost nosača. Uklanjanjem viška materijala došlo bi do uštede materijala međutim u isto vrijeme došlo bi do usložnjavanja geometrije nosača. Složenija geometrija nosača za sobom vuče i veće troškove obrade a s obzirom na to da se ne radi o visokoserijskom proizvodu onda je isplatnije potrošiti više materijala. Na slici (15.c) je prikazan raspored i veličina naprezanja gdje maksimalno naprezanje iznosi 50,19 Mpa. 10. Izrada finalnog proizvoda

Nakon izvršenja MKE analize pristupilo se izradi 3D modela ostalih dijelova, sklapanju tih dijelova u finalni proizvod i vizualizaciji. Sklapanjem oko 45 dijelova dobije se proizvod prikazan na slici 16.

rističkog ekološkog vozila. U skladu s tim na vozilu tj. na ramu vozila su urađene određene

prepravke kako bi se mjenjač uklopio na najbolji mogući način. Mjenjač u svom radnom okruženju prikazan je na slici 17.

Slika 16. Finalni proizvod

Kako je na samom početku rečeno ovaj proizvod je namjenjen za promjenu smjera kretanjatu

Slika 17. Mjenač smjera kretanja u radnom okruženju

11. Zaključak Koristeći se metodikom konstruiranja i računarom podržanim metodama za 3D modeliranje (Solid Edge V20), numeričke proračune na bazi metode konačnih elemenata (Femap V9.3), razvijen je originalni mjenjač smjera kretanja vozila. Na samo početku rada spomenuto je da sadašnji modeli turističkih vozila nemaju mogućnost promjene smjera kretanja što predstavlja veliki nedostatak. Ovaj rad prikazuje moguće rješenje tog nedostatka pri čemu ono nudi nekoliko prednosti u odnosu na postojeća turistička vozila tadpole varijante. Jedna od prednosti je što korisnici vozila ukoliko naiđu na prepreku ne moraju silaziti kako bi pogurali vozilo unazad. Korisnici vozila jednostavnim pomjeranjem ručice mjenjaju smjer kretanja vozila čime vožnja ovakvog vozila postaje znatno ugodnija i zabavnija a samim tim i privlačnija budućim korisnicima. Druga prednost mjenjača koja je jednako važna kao prethoda je postojanje neutralnog položaja. Ukoliko korisnici zaustave vozilo a pri tome pogon ostane u visokom stepenu prijenosa onda se mora uložiti veliki napor da bi se vozilo ponovo pokrenulo ili ukoliko se vozilo zaustavi na uzbrdici vozilo je nemoguće pokrenuti. Neutralni položaj omogućava odvajanje pogonskog točka od pogona što omogućava spuštanje stepena prijenosa pogona čime se omogućava pokretanje vozila sa znatno manjim uloženim naporom.

Literatura:

[1] Zoran Savić: Praktikum iz Mašinskih elemenata, Beograd 1987.

[2] Zoran Savić i grupa autora: Inženjersko Mašinski Priručnik II,

Beograd 1992.

[3] MISUMI – Mechanical Standard Components for Factory Automation,

2008.

[4] Karivan Mladen, Trako Muamer i grupa autora: Razvoj TEV-a,

Zenica 2008.

[5] http://www.gizmag.com/can-am-spyder-roadster-review/9434/