Upload
others
View
4
Download
0
Embed Size (px)
Citation preview
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/