- •1 Проектирование токоведущего контура контактора
- •1.1 Расчет токоведущих частей
- •1.2. Расчет коммутационных контактов
- •1.2.1 Определение ширины контакта
- •1.2.2 Определение расчетной силы нажатия контактов
- •1.2.3 Определение величины предельного тока
- •1.2.3 Определение тока аварийной перегрузки
- •1.2.4 Выбор унифицированной контактной накладки
- •1.2.5 Определение износостойкости контактов
- •1.3 Проектирование контактных соединений
- •1.4 Разработка эскиза контакта
- •2. Расчет дугогасительного устройства
- •2.1 Выбор системы дугогашения
- •2.2 Расчет дугогасительных рогов
- •2.3 Выбор конструкции, размеров дугогасительной камеры и расчет электромагнитной дугогасительной системы
- •При круглой форме камеры площадь Sк определяем по формуле:
- •2.4 Расчет параметров дугогасительной катушки
- •2.5 Расчет параметров стального сердечника
- •3. Разработка кинематической схемы аппарата, определение угловых и линейных перемещений
- •4 Механические характеристики электрических аппаратов
- •4.1 Определение сил, действующих на притирающую пружину
- •4.2 Расчет приведенных сил, параметров выключающей пружины и построение механической характеристики контактора с пневматическим приводом
- •5 Расчет пружины
- •6. Разработка чертежа общего вида и описание конструкции аппарата
4.2 Расчет приведенных сил, параметров выключающей пружины и построение механической характеристики контактора с пневматическим приводом
Для пневматических контакторов обычно все силы и моменты приводят к точке сочленения штока поршня с рычагом подвижной части аппарата.
В дальнейшем все приведенные силы имеют в обозначении штрих. Так приведенная сила притирающей пружины F'пр равна:
(4.5)
где Rпр расстояние от линии приложенной силы Fпp до центра поворота подвижной системы О1, Rпр=87 мм.
Силы трения ΣFтp в коммутационных аппаратах имеют случайный характер и при проектировании эти силы в различных частях подвижной системы обычно считаем постоянными.
На первом этапе проектирования силы трения ΣFтp обычно объединяют с приведенным весом подвижной системы G', и ориентировочно принимают
ΣFтp+ G'=(0,08÷0,11) F'кp=const (4.6)
где F'кp - приведенная сила рабочего нажатия контактов, которая определяется из выражения:
(4.7)
где Rкр расстояние от линии приложенной силы Fкp до центра поворота подвижной системы О1, Rкр=38 мм.
Тогда
ΣFтp+ G'=0,10·21=2,1 Н
Приведенная сила начального нажатия контактов F'кн определяем из выражения:
(4.8)
где Rкн расстояние от линии приложенной силы Fкн до центра поворота подвижной системы О1, Rкн=50 мм.
Приведенная сила трения в цилиндре для кинематической схемы совпадает с фактической , т. е. F'тв=Fтв. Поскольку сила трения в цилиндре зависит от диаметра цилиндра, который неизвестен, то для предварительных расчетов принимаем Fтв=125 Н.
Приведенная сила отключающей пружины также совпадает с фактической , т. е. F'o=Fo. По условиям размыкания электропневматического аппарата сила начального сжатия выключающей пружины Fон определяем из выражения:
Fон≥Fтв+ΣFтp-G' (4.9)
Fон≥Fтв=125 Н.
.По условиям размыкания сварившихся контактов сила рабочего сжатия выключающей пружины Fop должна как минимум в 2 раза превышать силу рабочего нажатия контактов F'кр, т. е:
Fор≥2F'кр+Fтв–F'пр+ΣFтp-G' (4.10)
Fор≥2·21+125–2.1=164,9 Н.'
Необходимую жесткость выключающей пружины Жо, Н/мм рассчитываем как:
Жо=(Fор–Fон)/Δlo=(164,9 –125)/23=1,735 Н/мм (4.11)
где Δlo – деформация пружины ( см рис.4.1), мм:
Δlo=x2–xo=23 мм. (4.12)
Величины Жо,Fор и Fон позволяют выполнить конструктивный расчет выключающей пружины и определить ее размеры.
При включении пневматических контакторов от момента начала перемещения поршня до соприкосновения контактов, то есть на участке перемещения x1–x2, (см, рис.4.1 ) приведенная сила, действующая на шток поршня с учетом отключающей пружины определяется выражениями: для точки x1:
Fш1=ΣFтp+G'+F'кн+Жо(x1–xo)+Fон (4.13)
Fш1=2.1+19,31+1,735·16+125=174.17 Н.
и для точки x2:
Fш2=ΣFтp+G'+F'кр+Жо(x2–xo)+Fон (4.14)
Fш2=2.1+21+1,735·23+125=186,3 Н.
Наиболее часто в пневматических приводах применяется сжатый воздух с номинальным давлением р=0.5 МПа; при этом привод должен быть выбран таким образом, чтобы аппарат работал и при минимальном давлении сжатого воздуха рmin=0,35 МПа.
Диаметр поршня D определяем из выражения:
рminπD2/4-f·рminπD·b=Fш2 (4.15)
где f=0,2 - коэффициент трения кожи по стали;
b=10·10-3 - ширина уплотнения, м;
0,35·106·3,14·D2/4-0,2·0,35·106·3,14·10·10-3D=186,3.
Решая это квадратное уравнение получим диаметр поршня D:
D=30 мм.
Сила трения скольжения кожаного уплотнения по стальному цилиндр:
Fтв=fpπDb=0,2·0,5·106·3,14·0,03·10·10-3=94 H. (4.16)
Статическая сила давления, развиваемая пневматическим приводом, Н
Fв=pπD2/4=0,5·106·3,14·0,032/4=353,4 H. (4.17)
Сила, действующая на шток поршня равна:
Fш= Fв-Fтв=353,4-94=259,4 H. (4.18)
На основании выполненных расчетов на миллиметровой бумаге в принятом масштабе строим механическую характеристику контактора с пневматическим приводом.