Download - mecanisme V-2
UNIVERSITATEA TEHNICĂ CLUJ-NAPOCAFACULTATEA DE CONSTRUCŢII DE MAŞINI
SPECIALITATEA T.C.M.
PROIECT DE ANLA
DISCIPLINA MECANISME
Student: Muresan Florin Grupa: 1131
Anul universitar2003-2004
CUPRINS
INTRODUCERE PAG. 3
MEMORIU TEHNIC PAG. 5
MEMORIU JUSTIFICATIV DE CALCUL PAG. 6
1. Sinteza mecanismului cu bare articulate PAG. 6
2. Determinarea spaţiilor, vitezelor şi acceleraţiilor PAG. 9
3. Determinarea forţelor de inerţie PAG. 16
4. Determinarea reacţiunilor din cuple PAG. 18
5. Determinarea momentului de inerţie al volantului PAG. 22
6. Determinarea raportului de transmitere al reductorului PAG. 23
7. Calculul elementelor geometrice PAG. 25
8. Proiectarea camei PAG. 28
2
INTRODUCERE
Maşinile unelte aşchietoare, împreună cu presele şi ciocanele folosite la prelucrarea
prin deformare plastică stau la baza utilajelor de producţie în industria constructoare de
maşini.
Maşinile de mortezat sunt destinate prelucrării prin aşchiere a suprafeţelor plane,
circulare sau profilate, interior sau exterior, pentru realizarea canalelor, precum şi pentru
prelucrarea roţilor dinţate.
Aceste tipuri de maşini se caracterizează prin mişcarea principală de aşchiere
executată de sculă pe direcţie verticală sau mai rar pe o direcţie oblică. Mişcarea este
realizată mecanic sau hidraulic.
În general cinematica maşinii de mortezat, necesită două lanţuri cinematice:
a) Lanţul mişcării principale care asigură mişcarea alternativă a berbecului.
b) Lanţul mişcării de avans, derivat din cel al mişcării principale, avansul fiind
intermitent producându-se la sfârşitul cursei de întoarcere a berbecului.
Mişcarea principală, rectilinie - alternativă este obţinută de la motorul maşinii prin
cutia de viteze şi prin mecanismul de transformare a mişcării circulare, în mişcare rectilinie
- alternativă.
Mecanismul de transformare poate fi bielă-manivelă şi culisă oscilantă cu braţ
oscilant şi cremalieră.
Scula fixată pe berbec execută o cursă activă cu viteza de aşchiere „Va” şi o cursă de
retragere cu viteza „Vr” mai mare va viteza de aşchiere.
Maşinile de mortezat au cursa maximă în general sub 1000 mm, valoarea cursei fiind
determinată de rigiditatea scăzută a ansamblului. Piesele astfel prelucrate prezintă abateri
dimensionale, iar calitatea suprafeţei este afectată de vibraţii.
3
Se impune deci ca la adoptarea mecanismului, să se ia în considerare o serie de
factori ce influenţează asupra economicităţii, funcţionalităţii sau exploatarea mecanismului.
Astfel, gabaritul mecanismului influenţează mult costul mecanismului, prin consum mare de
material şi spaţiul ocupat în timpul funcţionării. Siguranţa şi exploatarea ieftină a
mecanismului, presupune necesitatea unui număr mic de revizii, reparaţii sau reglaje
periodice.
Evident că există mai mulţi factori care influenţează proiectarea acestui mecanism
care vor fi prezentaţi în cadrul lucrării de faţă.
4
MEMORIU TEHNIC
Maşinile se definesc ca fiind formate din elemente cu mişcări bine determinate în
scopul realizării unui lucru mecanic util sau al tranformării energiei dintr-o stare în alta.
Maşinile unelte transformă lucrul mecanic util primit de la electromotorul de
antrenare în lucru mecanic de aşchiere a unei piese.
Prelucrările de aşchiere sunt operaţii de desprindere de material sub formă de aşchii
dintr-o piesă, cu scopul de a se obţine piesa finită cu dimensiunile şi calitatea impusă în
desenul de execuţie, prin model sau alte indicaţii.
Morteza se caracterizează prin mişcarea principală executată de sculă pe direcţie
verticală a berbecului port - sculă, acţionarea realizându-se printr-un lanţ cinematic sau
printr-un sistem hidraulic.
Maşinile de mortezat comportă, în general, următoarele părţi principale:
- un bazin de fontă prevăzut cu ghidaje verticale pentru culisarea berbecului port-
cuţit şi ghidaje orizontale pentru deplasarea mesei port-piesă;
- o masă pe care se fixează piesele şi care se poate deplsa longitudinal, transversal
şi circular;
- un berbec cu suportul port-sculei, la unele morteze berbecul se poate înclina;
- mecanismul de antrenare şi mecanismul de avans.
În cazul acţinării mecanismului de antrenare a maşinii de mortezat, acesta acţionează
asupra unui mecanism cu bielă şi culisă oscilantă, o bielă şi culisă rotativă cu braţ oscilant
prin care mişcarea de rotaţie este transformată în mişcare de rectilinie alternativă.
Uniformitatea mişcării principale a maşinii de mortezat se obţine prin introducerea
unui element de rotaţie cu rol de volant.
5
MEMORIU JUSTIFICATIV DE CALCUL
1. SINTEZA MECANISMULUI CU BARE ARTICULATE
Sinteza mecanismelor are drept scop determinarea parametrilor structurali şi
geometrici a mecanismelor capabile de a realiza anumite cerinţe constructive şi funcţionale
prestabilite prin tema de proiectare.
Marea diversitate a maşinilor echipate cu mecanisme, generate de cele mai diferite
scopuri pentru care se realizează face imposibilă tratarea similară a sintezei mecanismelor.
La stabilirea structurii şi geometriei unui mecanism care urmează să realizeze legile
de mişcare impuse, trebuie avuţi în vedere şi alţi factori cu caracter general, ca de exemplu:
condiţia de existenţă a manivelei, posibilitatea transmiterii forţelor în condiţii dinamice
bune, gabarite reduse şi altele.
În această etapă se face calculul lungimilor elementelor mecanismului pentru a se
putea desena mecanismul la scara 1 : 1.
6
Lungimea elementului 1 este:
AO1 = O2A - O1O2
Din datele din iniţiale avem excentricitatea relativă:
O1O2 = 0.0178 m
7
ε1ω1
φ1
O1lo
φ'3
φo
l3
xo
l 5
φ4
l4
O2
y1y2
x2
B
φ3
Din relaţiile anterioare putem calcula lungimea A O1:
A O1 = 0.075 - 0.0178 = 0.0572 m A O1 = 0.0572 m
Cursa sculei aşchietoare este lungimea semifabricatului la care se adaugă de două ori
lungimea de trecere. Pentru a calcula lungimea elementului 3 trebuie aflată lungimea O2C
care reprezintă jumătate din cursă.
Lungimea elementului 3 este:
Din datele iniţiale: ls = 0.110 m
ltr = 0.018 m
O2C = (0.11+0.018)/2 = 0.073 m O2C = 0.073 m
AC = O2C + AO2 = 0.073 + 0.075 = 0.148 m AC = 0.148 m
Lungimea elementului 4 :
Cunoscând raportul dintre manivelă şi bielă:
Lungimea bielei:
2281.032.0
073.0COBC 2
m BC = 0.2281 m
8
2. DETERMINAREA SPAŢIILOR, VITEZELOR ŞI ACCELERAŢIILOR CAPULUI
PORT - SCULĂ 5
Vom calcula viteza, spaţiile şi acceleraţiile saniei port - sculă pentru 360 de valori
corespunzătoare la tot atâtea poziţii ale manivelei, din care cel puţin 120 de poziţii să fie
situate în intervalul de aşchiere. Vom reprezenta grafic aceste mărimi, în funcţie de unghiul
de rotaţie al elementului 1.
Mecanismul studiat are cicluri independente, calculat după formula:
unde:
Ck - numărul de cuple cinematice de clase k ale mecanismului;
n - numărul elementelor mobile ale mecanismului.
Gradul de mobilitate al mecanismului se calculează:
M = M1 + M2 - Me
unde:
Mi - gradul de mobilitate al mecanismului;
Me - gradul de mobilitate al mecanismului de legătură
Formula lui Cebîşev
M1 = 3∙n - 2∙c5 -c4 = 3∙3 - 2∙4 = 1 M1 = 1
Ml = 3∙n - 2∙c5 -c4 = 3∙1 - 2∙1 = 1 Ml = 1
M2 = 3∙n - 2∙c5 -c4 = 3∙3 - 2∙4 = 1 M2 = 1
9
Din ecuaţia de închidere a ciclului independent O1AO2O1, după eliminarea lui l1 =
O1A, obţinem funcţia de transmitere de ordin O sub o formă implicită:
φ3 (φ1, φ3) = φ3 = l3 ∙ sin (φ3 - φ1) + lo ∙ cos φ1 = 0
10
O1O2
1
A3
2
1
2
3B
C
O2
C
unde:
l3 = AO2
lo = O1O2
Calculul derivatelor parţiale:
unde:
φ3 - se obţine din ecuaţia:
2
13
o
13
o
13
cosl
l1
cosl
l
arctg
Viteza ungiulară ω3 şi acceleraţia unghiulară ε3 se determină:
ω3 = ω1 ∙ R'3
ε3 = ω21 ∙ R''3 + ε1 ∙ R'3
Din ecuaţia de închidere a ciclului independent O2CBO2, după eliminarea lui φ4 şi
ştiind că:
l'4 = CB ; l'3 = O2C ; l'5 = O2B,
se va obţine funcţia de transmitere de ordin O:
11
φ5 (φ3, φ5) = φ5 = (l'3)2 - l42 + l5
2 -2∙ l3' ∙ l5 ∙cosφ3
φ5(φ3 , φ5) = 0;
calculăm derivatele parţiale:
3
2'3
243
'35 sinllcosll
Viteza V5, respectiv acceleraţia a5 ale saniei port - sculă 5 se determină cu expresiile:
V5 = ω3 ∙ R5'
a5 = ω32 ∙ R5'' + ε3 ∙ R5'
Pentru determinarea forţelor de inerţie ale mecanismului bielă manivelă, a spaţiului,
vitezei şi acceleraţiei saniei port - sculă am utilizat programul matematic MCAD, versiunea
2.5 şi formulele:
12
a
Vs
la
la
la
25
3'3T
23
'3N
23
43
'3
Pentru calcularea intervalului de aşchiere vom calcula unghiul φ3 când capul port-
sculă 5 intră şi iese din semifabricat.
În desenul următor am folosit următoarele notaţii:
ltr - lungime de trecere
ls - lungimea semifabricatului
13
O1
l3
l 5
O2
B
A
C
B1
B2
l trl s
a) Când capul port - sculă 5 intră în semifabricat.
Din ∆ O2BC - folosind teorema lui Pitagora
BC2 = CO22 + O2B2 - 2CO2 ∙ O2B ∙ cos< O2B
Unde:
< O2B = φ3'
Lungimea:
l5 = BC - CO2 = 0.228 - 0.073 = 0.155 l5 = 0.155 m
O2B = l5 + ltr = 0.155 + 0.018 = 0.173 O2B = 0.173 m
cos φ3' =0.8091
φ3' = arccos (0.8091) = 36˚ φ3' = 36˚
φ3 = 360˚ - 36˚ = 324 ˚
Deci intervalul de aşchiere este:
∆ φ3 = 324˚ - 229˚ = 95˚ ∆ φ3 = 95˚
În funcţie de unghiul φ1 calculăm unghiul φ3:
2
13
o
13
o
13
cosl
l1
cosl
l
arctg
unde:
lo = O1O2 = 0.0178 m
l3 = AO2 = 0.0750 m
Vom calcula spaţiile, vitezele şi acceleraţiile pentru intervalele:
- φ1 = 0˚ până la 38˚din grad în grad, situându-se în afara zonei de aşchiere;
- φ1 = 39˚ până la 157˚din grad în grad, şi pentru φ1 = 156.5˚ (pentru a avea 120 de
valori), situându-se în intervalul de aşchiere;
- φ1 = 158˚ până la 360˚din grad în grad, situându-se în afara zonei de aşchiere.
14
În vederea reprezentării grafice a unui mecanism se adoptă o scară convenabilă k l
care reprezintă metri din natură pe milimetrii din desen, adică:
Am adoptat kl = 1 pentru reprezentarea mecanismului.
Pentru reprezentarea grafică a vitezei unui punct al mecanismului se adoptă o scară a
vitezelor kv, unde:
Viteza saniei port - sculă, respectiv acceleraţia şi spaţiul se vor reprezenta grafic în
funcţie de aceste scări.
Scara acceleraţiilor este:
15
3. DETERMINAREA FORŢELOR DE INERŢIE ALE ELEMENTELOR
MECANISMULUI BIELĂ - MANIVELĂ O2CB
în poziţiile studiate la punctul 2 utilizând metoda concentrării statice a maselor
Mecanismul bielă - manivelâ O2CB
Forma trasorului de inerţie a unui element raportat la centrul de inerţie:
Concentrarea statică a maselor fiind o metodă aproximativă, este mai puţin utilizată.
În cazul acestei metode trebuie îndeplinite următoarele condiţii:
1. Suma maselor concentrate în cele n puncte să fie egală cu masa elementelor;
16
C
O2
B5
G4
m3O2
m4C+m3C
2. Suma momentelor statice ale celor n mase, în raport cu axele unui sistem de
coordonate cu originea în centrul de greutate a sistemului, să fie zero.
Din datele iniţiale avem:
lCG4 = 0.33 ∙ 0.228 = 0.07524 m lCG4 = 7.52 cm
Calculăm poziţia centrului de greutate al elementului 3:
lCG3 = l3 / 2 = 0.073 / 2 = 0.0365 m lCG3 = 3.65 cm
Scriem ecuaţia de momente faţă de punctul C pentru elementul 3:
m3O = (CG3 / CO2) / m3 = 11 kg m3O = 11 kg
m3C =m3 (CO2 - CG3) / CO2 = 11 kg m3C = 11 kg
Scriem ecuaţia momentelor faţă de punctul C pentru elementul 4:
M4B = (CG4 / BC) / m4 = 3.63 kg m4B = 3.63 kg
m3C =m4 (BC- CG4) / BC = 7.37 kg m4C = 7.37 kg
Forţa de inerţie a punctului C se calculează cu formula:
FiC = - (m4C + m3C) ∙ aC = 18.37 ∙ aC FiC = 18.37∙ aC
17
4. DETERMINAREA REACŢIUNILOR DIN CUPLE
fără a lua în considerare frecarea în poziţia mecanismului de la punctul 2.3
Descompunem mecanismul în grupe structurale:
1. Grupa RRT
18
O1
F30
φ1
Xo5
Fa
O2
GB
B
F21
F30τ
F30υ
F43υ
x12
F34 = F34υ
FiC
FiCυ
FiCτ
F43 = F34 = F34υ
FiB
Fo5
A
Ecuaţia de echilibru a grupei (4 - 5)
FiC + F34υ + F34
τ + FiB + Fa + GB + Fo5 = 0
Ecuaţia de momente a elementului 4 faţă de B:
(4): FiC ∙ d1 + F34τ ∙ lCB = 0
Deoarece FiC, FiB şi GB au o valoare mică în raport cu forţa de aşchiere Fa, în
continuare le vom neglija; deci:
F34τ = 0 rezultă F34
υ = F34
Scriem ecuaţia de echilibru faţă de (5):
(5): F45 + FiB + Fa + GB + FO5 = 0
Din ecuaţia de momente faţă de B a lui (5), determinăm reacţiunea FO5 şi distanţa d2
:
FiC ∙ d1 + FO5 ∙ d2 = 0
Construim poligonul forţelor la scara k = 100 de unde obţinem:
F34 = 9400 N
FO5 = 2700 N
Din ecuaţia de echilibru faţă de (5) obţinem reacţiunea F45 construind poligonul
forţelor, alcătuit din forţa de aşchiere Fa, reacţiunea FO5 şi reacţiunea F45 la scara k = 100.
După ce am aflat reacţiunile F34υ şi F05 vom determina şi reacţiunea F45 = 9000 N
F45 = - F34υ = F43
19
F45
FO5
FO5
Fa
F34υ
O2B
O2B
CB
CB
2. Grupa RRT
Scriem ecuaţia de momente faţă de punctul A al elementului 3:
F34τ ∙ d3 - F3O
τ ∙lAO2 = 0
Pentru a afla distanţa d3 aplicăm teorema sinusurilor în ∆ O2CB:
Ecuaţia de echilibru a grupei (3-2-1):
F43 + F3Oτ + F3O
υ + F12 = 0 unde: F43 // BC; F12 O1A; F3Oτ AC; F3O
υ //AC
Poligonul forţelor la scara k = 100.
Din acest poligon obţinem reacţiunea:
F12 ∙X12 = 0 rezultă X12 = 0
Deci reacţiunea F12 acţionează chiar în cupla A. Din execuţia momentelor forţelor ce
acţionează asupra elementului (1) faţă de O1 obţinem momentul de echilibrare:
F21 ∙ lO1A - Me = 0
20
F23
F43
FO3τ
Me = F21 ∙ lOM = 7400 ∙ 0.0572 = 423.28
Me = 423.28 N ∙ m
5. MOMENTUL DE INERŢIE IV AL VOLANTULUI
Momentul de inerţie se calculează prin metoda Radinger.
Forţele care produc momentul sunt:
21
- forţa de inerţie din B: FiB
- forţa tangenţială de inerţie din C: FiCτ
- forţa de aşchiere în intervalul de aşchiere: Fa
Momentul redus datorat forţelor de aşchiere Maυ ≠ 0 doar în intervalul de aşchiere
unde Fa ≠ 0.
Având Fa şi VB opuse rezultă cos (Fa, VB) = -1 şi .
Momentul redus datorat forţelor de inerţie din punctele B şi C va fi:
Viteza punctului C:
VC = ω3 ∙ lO2C
Deoarece FiB şi VB au acelaşi sens avem cos (FiB , VB) = 1, unghiul dintre valori = 0
cos (FiBτ , VC) = -1.
Valoarea momentului de inerţie redus devine:
Momentul redus total va fi:
Mr = Mar + Mi
r
Când Mir > 0, se înmulţeşte cu 0.9 şi când Mi
r < 0 se înmulţeşte cu 1.1.
Reprezentăm grafic momentul redus kM φe se va afla din grafic: Atot = 1090 mm2
Aflăm Amax din grafic, care are valoarea: Amax = 1134.5 mm2
Deci momentul de inerţie al volantului:
IV = 735.45 N ms2
6. DETERMINAREA RAPORTULUI DE TRANSMITERE AL REDUCTORULUI
22
Din datele iniţiale, turaţia motorului de antrenare nm = 1440 rot/min, iar raportul de
transmisie prin curele este iC = D2 / D1 = 3.
Viteza de rotaţie a electromotorului este:
ωm = π ∙ nm / 30 = 3.14 ∙ 1440 / 30 = 150.79 ωm = 150.79 rad / s
Viteza de rotaţie a elementului (1) este:
ω1 = 7.853 rad / s
Raportul de reducere al transmisiei prin curele este:
ωm' = ωm / iC = 150.79 / 3 = 50.265 rad / s ωm' = 50.26 rad / s
Raportul de reducere a roţilor dinţate:
23
Z5
Z2
Z1
Z3
ωieşire
Z4
D1
ωirtrare
E.M.
R
ωieşire = Z5 / Z4 ∙ ω1 = 42 / 20 ∙ 7.853 = 16.49 ωieşire = 16.49 rad / s
Raportul de transmitere al reductorului:
i = ωintrare / ωieşire = ωm' / (ω1 (Z4 / Z5)) = 50.265 / 16.49 = 3.048 i = 3.048
i' = ωieşire / ωintrare = 1 / i =1 / 3.049 = 0.328
7. CALCULUL ELEMENTELOR GEOMETRICE ALE REDUCTORULUI
În cazul acesta, numerele de dinţi sunt: Z4 = 20 ; Z5 = 42
24
Obţinem deplasările de profil prin interpolare. Valorile deplasărilor specifice de
profil în funcţie de numărul de dinţi cu limitarea gradului de acoperire la ε = 1.2 se iau din
[1, pag 346, tab. 9.2].
Deci, vom avea:
Z4' = 18 ; Z5' = 42 cu deplasările X4' = 0.68 ; X5' = 0.94
Z4'' = 22; Z5'' = 42 cu deplsările X4'' = 0.76; X5'' = 1.03
Z4 - Z4' = 20 - 18 = 2 dinţi
Z4'' - Z4' = 22 - 18 = 4 dinţi
Deci, la patru dinţi avem deplasarea:
X4'' - X4' = 0.76 - 0.68 = 0.08 X4'' - X4' = 0.08
Deplasarea pentru doi dinţi avem:
X4C = (0.08 ∙ 2 ) / 4 = 0.04 X4C = 0.04
Dacă la patru dinţi deplasarea este:
X5'' - X5' = 1.03 - 0.94 = 0.09 X5'' - X5' = 0.09
Pentru doi dinţi deplasarea este:
X5C = (0.09 ∙ 2) / 4 = 0.45 ∙ 10-1 X5C = 0.045
Prin interpolare, pentru Z4 = 20 şi Z5 = 42 avem deplasările de profil:
X4 = X4' + X4C = 0.68 + 0.04 = 0.72 X4 = 0.72
X5 = X5' + X5C = 0.94 + 0.045 = 0.985 X5 = 0.985
Modulul roţilor dinţate Z4 şi Z5: m = 3 mm
Unghiul de angrenare:
inv α = inv α0 + 2 ∙ tg α0 ∙ ( X4 + X5) / (Z4 + Z5)
unde inv α0 = 0.0149 = tg (α - α0)
inv α = 0.0149+ 2 ∙ (1.705 / 62 ) ∙ 0.3639 = 0.03491 α = 26˚ 14'
Coeficientul de modificare a distanţei axiale:
y = 1.4541 mm
Distanţa axială
25
a = 97.362 mm
Înălţimea dinţilor
ψ = (X4 + X5) - y = 1.705 - 1.454 = 0.251 ψ = 0.251 mm
h = m ∙ (2.25 - ψ) = 3 ∙ (2.25 - 0.251) = 5.997 h = 5.997 mm
Diametrul cercului de divizare:
r = m ∙ Z / 2
d4 = 2 ∙ r4 = m ∙ Z4 = 3 ∙ 20 = 60 d4 = 60 mm
d5 = 2 ∙ r5 = m ∙ Z5 = 3 ∙ 42 = 126 d4 = 126 mm
Diametrul cercului de bază:
rb = r ∙ cos α0 = m ∙ Z / 2 ∙ cos α0
db4 = 2 ∙ rb4 = m ∙ Z4 ∙ cos α0 = 56.376 db4 = 56.376 mm
db5 = 2 ∙ rb5 = m ∙ Z5 ∙ cos α0 = 118.39 db4 = 118.39 mm
Diametrele cercurilor de rostogolire:
rw4 = rb4 / cosα = m ∙ Z4 ∙ cos α0 / cos α = 62.81 rw4 = 62.81 mm
rw5 = rb5 / cosα = m ∙ Z5 ∙ cos α0 / cos α = 131.91 rw5 = 131.91 mm
Diametrul cercurilor de cap:
ra4 = r4 + mx4 + m - m ψ
da4 = m (Z4 + 2X4 + 2 - 2 ψ) = 68.814 da4 = 68.814 mm
da5 = m (Z5 + 2X5 + 2 - 2 ψ) = 136.40 da4 = 136.400 mm
Diametrele cercului de picior:
rf4 = m (Z4/2 + X4 - 1.25)
df4 = m (Z4 + 2X4 - 2.5) = 114.66 df4 = 114.66 mm
df5 = m (Z5 + 2X5 - 2.5) = 124.410 df5 = 124.41 mm
Arcele dinţilor pe cercurile de divizare:
S4 = (π m) / 2 + 2 ∙ m ∙ X4 ∙ tg α0 = 6.282 S4 = 6.282 mm
S5 = (π m) / 2 + 2 ∙ m ∙ X5 ∙ tg α0 = 6.8606 S5 = 6.860 mm
Gradul de acoperire:
ε = 1.20759
26
Corzile constante:
Înălţimea corzii constante:
Lungimea peste dinţi:
Z = 18 … 26 N4 = 3
Z = 36 … 44 N4 = 5
WN4 = m ∙ [(N4 - 0.5) ∙ π + 2X4 ∙ tf α0 +Z4 ∙ inv α0] ∙ cos α0 = 24.44 WN4 = 24.44 mm
WN5 = m ∙ [(N5 - 0.5) ∙ π + 2X5 ∙ tf α0 +Z5 ∙ inv α0] ∙ cos α0 = 43.61 WN4 = 43.61 mm
Alunecări relative maxime:
8. PROIECTAREA CAMEI
Se face în funcţie de legile de mişcare:
27
A. - cosinus la urcare:
B. - cosinus la coborâre
28