5.4 Определение времени отключения

Время включения будем определять, используя фазовую траекторию движения штока υ_ш=f(S_ш). Для этого весь ход штока разбиваем на 10 равных частей (рисунок 9), тогда:

T = Σ ΔS_ш/υ_{ср ш i} = S_ш0/10·Σ 1/ υ_{ср ш i}. (30)

Где υ_{ср ш i} – среднее значение скорости на i-ом участке.

T=0,0095/2,9 + 0,0095/9,1 + 0,0095/15,3 + 0,0095/20,3 + 0,0095/23,5 +

+ 0,0095/26,1 +0,0095/28,3 + 0,0095/30,4 + 0,0095/27,3 + 0,0095/18,7 = 0,008 (c)

6 Силовой расчет механизма

После полной остановки контактных стержней их сила инерции перестаёт действовать на коромысло ЕК и последнее удерживается в положении “включено” лишь за счёт силы N₁ со стороны тяги СD (рисунок 12) и веса контактных стержней ЗG_k.

Рисунок 10. Схема сил, Рисунок 11. Схема сил,

действующих на коромысло действующих на коромысло

выключателя в положении привода в положении

“включено”. “включено”.

Поскольку механизм находится в покое, силы трения отсутствуют. Составим уравнение равновесия моментов всех сил относительно оси O₃:

ЗG_k·L + N₁l₁ – (P_от + P_б)l₂ = 0,

из которого найдем

N₁ = (P_от + P_б)·l₂/l₁- ЗG_k·L/l₁.

Здесь обозначено P_от и P_б - максимальные значения сил, развиваемых отключающей и буферной пружинами; λ_max0 и λ_maxб - наибольшие деформации пружин.

P_от = C_об·λ_max0 = 9·61,2 = 550,8 (H);

P_б = C_б·λ_maxб = 36·26,9 = 967,7 (H);

λ_max0 = λ_oo+ λ_oH = 25,2 + 36 = 61,2 (мм);

λ_maxб = λ_бо + λ_H = 10,1 + 16,8 = 26,9(мм).

λ_oH и λ_H - параметры отключающей и буферной пружин - посчитаны выше.

Рассмотрев равновесие коромысла привода ВО₂С (рисунок 12), найдём силу N₂, сжимающую шатун АВ, и реакции R_2х, R_2у в шарнире О₂.

N₂ = N₁·R_csinψ/R_bsinψ = N₁ = ,

Ro₂ = √ R_2х² + R_2у² = R_2у = N₁ + N₂,

где

α, β – указанные на рисунке 12, замеряются по чертежу (рисунок 4).

Примем

N₃ = (0,2 … 0,3)N₂. (39)

Силовой расчёт звена АО₁ механизма связан одновременно с проектированием опорной скобы (рисунок 13).

Рисунок 13. Схема сил, приложенных к опорной скобе

Все результаты расчёта сил занесены в таблицу 6.

7 Расчёт осей шарниров

Конструкцию шарниров (подшипников скольжения) везде одинакова (рисунок 14), принимая, что b =φ·d_ш, где φ- коэффициент ширины подшипника, можно принять φ = 1,0.

Рисунок 14. Схема шарнирного соединения.

Условие технической надёжности подшипника можно записать в виде:

p = Q_max/( b·d_ш) ≤ [p]. (40)

где р - удельное давление в шарнире; Q_max - максимальная сила, действующая в шарнире; b, d_ш – ширина и диаметр шарнира; [р] - допускаемое удельное давление, выбираемое из условия невыдавливания смазки.

Из условия (43) получим:

d_ш ≥ √ Q_max/ φ·[p]. (41)

Рассчитаем диаметр оси О₂:

d_O2 ≥ √ R_O2/ φ·[p] = √ 3,732·/ 1·14·10³ = 16,3(мм).

По ГОСТ 6636-69 по Ra 40:

d_O2 = 17 (мм).

Все диаметры шарниров приведены в таблице 6.

Шатун АВ конструктивно выполняется в виде двух параллельно расположенных пластин (рисунок 16). Они работают на сжатие и должны быть рассчитаны на устойчивость в плоскости минимальной жёсткости [6].

Рисунок 16. Конструкция шатуна и схема его нагружения.

К каждой из пластин прикладывается половина приложенной силы К₂. Пластины можно считать шарнирно закреплёнными по краям.

Размеры b_ш и Н_ш зададим конструктивно

b_ш = 0,5·φ·d_ш, (42)

H_ш = 2·d_ш. (43)

Где φ, d_ш – (см. выше).

Рассчитаем размеры для оси О₂:

b_ш = 0,5·φ·d_ш = 0,5·1·18 = 9;

H_ш = 2·d_ш = 2·18 = 36.

Таблица 6.

Ось шарнира	О2	А	B	О1
Силы N, КН	3,732	1,449	2,283	0,571
Материалы трущихся частей	Сталь - латунь	Сталь - латунь	Сталь - латунь	Сталь - латунь
[p], МПа	14	14	14	14
d, мм по ГОСТ	18	6,3	13	6,7
bш, мм	9	3,15	6,5	3,35
Hш, мм	36	12,6	26	13,4