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 R_пр расстояние от линии приложенной силы F_пp до центра поворота подвижной системы О₁, R_пр=87 мм.

Силы трения ΣF_тp 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 ΣF_тp обычно объединяют с приведенным весом подвижной системы G', и ориентировочно принимают

ΣF_тp+ 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 R_кр расстояние от линии приложенной силы F_кp до центра поворота подвижной системы О₁, R_кр=38 мм.

Тогда

ΣF_тp+ G'=0,10·21=2,1 Н

Приведенная сила начального нажатия контактов F'_кн определяемиз выражения:

(4.8)

где R_кн расстояние от линии приложенной силы F_кн до центра поворота подвижной системы О₁, R_кн=50 мм.

Приведенная сила трения в цилиндре для кинематической схемы совпадает с фактической , т. е. F'_тв=F_тв. Поскольку сила трения в цилиндре зависит от диаметра цилиндра, который неизвестен, то для предварительных расчетов принимаем F_тв=125 Н.

Приведенная сила отключающей пружины также совпадает с фактической , т. е. F'_o=F_o. По условиям размыкания электропневматического аппарата сила начального сжатия выключающей пружины F_он определяем из выражения:

F_он≥F_тв+ΣF_тp-G' (4.9)

F_он≥F_тв=125 Н.

.По условиям размыкания сварившихся контактов сила рабочего сжатия выключающей пружины F_op должна как минимум в 2 раза превышать силу рабочего нажатия контактов F'_кр, т. е:

F_ор≥2F'_кр+F_тв–F'_пр+ΣF_тp-G' (4.10)

F_ор≥2·21+125–2.1=164,9 Н.'

Необходимую жесткость выключающей пружины Ж_о,Н/мм рассчитываем как:

Ж_о=(F_ор–F_он)/Δl_o=(164,9 –125)/23=1,735 Н/мм (4.11)

где Δl_o – деформация пружины ( см рис.4.1), мм:

Δl_o=x₂–x_o=23 мм. (4.12)

Величины Ж_о,F_ор и F_он 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:

F_ш1=ΣF_тp+G'+F'_кн+Ж_о(x₁–x_o)+F_он (4.13)

F_ш1=2.1+19,31+1,735·16+125=174.17 Н.

и для точки x₂:

F_ш2=ΣF_тp+G'+F'_кр+Ж_о(x₂–x_o)+F_он (4.14)

F_ш2=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 р_min=0,35 МПа.

Диаметр поршня D определяем из выражения:

р_minπD²/4-f·р_minπD·b=F_ш2 (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:

F_тв=fpπDb=0,2·0,5·10⁶·3,14·0,03·10·10^-3=94 H. (4.16)

Статическая сила давления, развиваемая пневматическим приводом, Н

F_в=pπD²/4=0,5·10⁶·3,14·0,03²/4=353,4 H. (4.17)

Сила, действующая на шток поршня равна:

F_ш= F_в-F_тв=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.

Расчет пружины

Основными элементами кинематической схемы электрического аппарата, создающими различные механические усилия, необходимые для работы аппарата, являются пружины. Наибольшее распространение в тяговых аппаратах получили цилиндрические винтовые пружины сжатия и растяжения. К ним относятся притирающие и выключающие пружины.

Цилиндрическая винтовая пружина сжатия изготавливается из круглой проволоки диаметром d и имеет линейную характеристику.

Материал, применяемый для изготовления винтовых пружин — по большей части стальная, реже бронзовая круглая проволока, в основном работает на кручение, вне зависимости от того, работает ли пружина на сжатие или на растяжение.

Исходными величинами для определение размеров пружины и числа витков обычно являются: необходимая сила F_max, которую должна развивать пружина, и ее жесткость Ж. Кроме того, надо выбрать материал в [1., прилож.7 табл. П.7.1], определив его модуль сдвига G=78500Н/мм и допустимое напряжение при кручении:

τ_доп=[τ]/n=800/1,5=533,3 Н/мм². (5.1)

где n=1,5 - коэффициент запаса прочности материала пружины;

[τ] – предел прочности на срез (при кручении), [τ]=800 Н/мм²

Выбираем индекс пружины с=10 , и определяем диаметр проволоки d, мм,

(5.2)

где F_max – сила, которую развивает притирающая пружина; F_max= Н.

Средний диаметр пружины определяем по формуле:

D=c·d=10·1,7=17мм. (5.3)

Число витков пружины, участвующих в создании усилия (так называемых активных витков), определяем по формуле:

витков (5.4)

где Ж_п=4,05 Н/мм – жесткость притирающей пружины.

Принимаем n=13 витков.

Концы цилиндрических пружин сжатия выполняются за счет подгибки крайних витков, а при большом диаметре проволоки – их шлифовки таким образом, чтобы образовавшаяся плоскость была перпендикулярна оси пружины. Крайние подогнутые витки рабочими не считаются, и полное число витков пружины сжатия в этом случае:

N=n+2=13+2=15 витков. (5.5)

При определении диаметра пружины следим за тем, чтобы наружный диаметр пружины

D_н=D+d=17+1,7=18,7 мм. (5.6)

не превышал ширину контакта, b=20 мм для притирающей пружины.

Усилие, развиваемое притирающей пружиной, Н:

Н. (5.7)

Шаг пружины с расчетом на прогиб:

мм. (5.8)

Свободная длина пружины:

L_св=t·n+1,5d=5·13+1,5·1,7=67,5 мм. (5.9)

Существенным недостатком пружин сжатия является потеря ими устойчивости при большой длине: под действием нагрузки длинная пружина сжатия может выгибаться. Для обеспечения достаточной устойчивости пружин сжатия рекомендуются, чтобы отношение свободной длины пружины к диаметру:

(5.10)

Выбираем индекс для выключающей пружины с₁=9 , и определяем диаметр проволоки d₁, мм,

(5.11)

где F_max1 – сила, которую развивает выключающая пружина; F_max1=252,48 Н.

Средний диаметр пружины определяем по формуле:

D₁=c₁·d₁=9·3,47=31,23 мм. (5.12)

Число витков пружины, участвующих в создании усилия (так называемых активных витков), определяем по формуле:

витков (5.13)

где Ж_в=4,94 Н/мм – жесткость выключающей пружины.

Принимаем n₁=9 витков.

Концы цилиндрических пружин сжатия выполняются за счет подгибки крайних витков, а при большом диаметре проволоки – их шлифовки таким образом, чтобы образовавшаяся плоскость была перпендикулярна оси пружины. Крайние подогнутые витки рабочими не считаются, и полное число витков пружины сжатия в этом случае:

N₁=n₁+2=10+2=12 витков. (5.14)

При определении диаметра пружины следим за тем, чтобы наружный диаметр пружины

D_н1=D₁+d₁=31,23+3,47=34,7 мм. (5.15)

не превышал диаметр цилиндра, для выключающей пружины.

Усилие, развиваемое выключающей пружиной, Н:

Н. (5.16)

Шаг пружины с расчетом на прогиб:

мм. (5.17)

Свободная длина пружины:

L_св1=t₁·n₁+1,5d₁=8,58·10+1,5·3,47=91 мм. (5.18)

Существенным недостатком пружин сжатия является потеря ими устойчивости при большой длине: под действием нагрузки длинная пружина сжатия может выгибаться. Для обеспечения достаточной устойчивости пружин сжатия рекомендуются, чтобы отношение свободной длины пружины к диаметру:

(5.19)

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту: