【文章內(nèi)容簡介】 B是省力杠桿，它們之間的杠桿比 ()總機械利益 ()斷路器在自由脫扣時，作用在脫扣機構(gòu)上或脫扣軸上的力稱為脫扣力。在設計時，希望脫扣力小，以減少脫扣器的功率和體積。常利用杠桿傳動來實現(xiàn)這一要求?！⊥馆喌脑O計計算凸輪機構(gòu)是機械中的一種常用機構(gòu)，在萬能式操動機構(gòu)中應用的非常廣泛。凸輪機構(gòu)主要是由凸輪，從動件和機架三個基本構(gòu)件組成。其中凸輪是具有控制從動件運動規(guī)律的曲線輪廓（或溝槽）的構(gòu)件。從動件運動規(guī)律受凸輪輪廓線控制的構(gòu)件。凸輪的主要作用是將凸輪（主動件）的連續(xù)動作（轉(zhuǎn)動或移動，但主要是轉(zhuǎn)動）轉(zhuǎn)化成從動件的往復移動或擺動。從動件的運動規(guī)律可以任意制定，取決于設計提出的凸輪輪廓線，凸輪常用于輔助開關的傳動和儲能彈簧傳動。根據(jù)凸輪和從動件的不同形式和形狀，凸輪機構(gòu)可分類如下：a 按凸輪的形狀分(1)盤行凸輪　它是凸輪的最基本形式(2)移動凸輪(3)圓柱凸輪　b 按從動件的形式分(1)尖頂從動件(2)滾自從動件(3)平底從動件c凸輪機構(gòu)的壓力角：作用在從動件上的驅(qū)動力與該力作用點絕對速度之間所夾的銳角稱為壓力角。當不記凸輪與從動件之間的摩擦時，凸輪給與從動件的力F是沿法線方向的，從動件運動方向與力F之間的銳角α即。力可分解為沿從動件運動方向的有用分力F′和從動件緊壓導路的有害分力F″，且F″= F′ tgα ()上式表明，驅(qū)動從動件的有用分力F′一定時，壓力角α越大，則有害分力F″越大，機構(gòu)的效率越低。d 壓力角與凸輪機構(gòu)尺寸的關系,以盤形凸輪機構(gòu)為例，其壓力角的計算公式為 ()： 凸輪常用鎖合方式鎖合方式說 明外力鎖合利用彈簧力、從動件自重等外力使從動件與凸輪始終保持接觸。彈簧鎖合廣泛地使用在中、小尺寸的凸輪機構(gòu)中。結(jié)構(gòu)鎖合溝槽凸輪與滾子配合此種方式是結(jié)構(gòu)鎖合中最簡單的形式，但凸輪尺寸較大；為了使?jié)L子能在槽內(nèi)靈活轉(zhuǎn)動，槽寬應略大于滾子直徑；因有間隙，故不宜用于高速。等寬凸輪與雙平底配合從動件上的兩個平底與同一凸輪輪廓線相接觸，凸輪廓線的任意兩個平行切線之間的距離恒等于兩個平底間的距離。f 凸輪的設計步驟：(1) 確定從動件的運動規(guī)律： 主要根據(jù)從動件在電器中所要求完成的運動、凸輪轉(zhuǎn)速及加工凸輪輪廓線的技術(shù)水平等因素確定，本課題中凸輪采用沖制成的盤形凸輪。(2) 確定凸輪機構(gòu)的類型和鎖合方式及結(jié)構(gòu)尺寸(3) 設計凸輪輪廓線： 確定Rb,Rr(滾子半徑)及滾子軸半徑r，用作圖法設計凸輪輪廓線。，r由強度要求決定。(4) 設計凸輪結(jié)構(gòu)，選擇材料，這部分在本課題將不敘述。 　　　　　f 轉(zhuǎn)換富裕時間：　根據(jù)凸輪式轉(zhuǎn)換開關的斷開速度快、凸輪回轉(zhuǎn)要平滑、操作力要輕等要求，凸輪外徑宜采用由圓弧和直線組合在一起的凸輪曲線。要使開關的轉(zhuǎn)換在電氣上安全，必須使斷開和閉合不重疊。即先斷開后閉合。這就要求在凸輪的輪廓設計上應具有富裕時間?！?，上側(cè)滾輪由A1到A2，即凸輪回轉(zhuǎn)Q2角時，上側(cè)觸點由閉合開始斷開；下側(cè)滾輪由B1到B2，即凸輪回轉(zhuǎn)Q3角時，下側(cè)觸點由斷開開始閉合。設凸輪回轉(zhuǎn)角速度為，則： () 式中 t—轉(zhuǎn)換富裕時間Q3—觸頭由斷開至閉合的角度（rad）；Q2—觸頭由閉合至斷開的角度（rad）；—凸輪回轉(zhuǎn)角角度（rad/s）；—觸頭斷開后的電弧斷開時間（s）若凸輪輪廓曲線如圖上所示，觸頭斷開部分和閉合部分均為同一曲線時，則上式可寫成下列形式： 式中 Q1=Q3+Q2 （Q1為手柄操作定位角）?！⊥馆喕剞D(zhuǎn)角速度 試樣編號手柄長度（mm）手柄操作力（kgf）凸輪回轉(zhuǎn)角速度（rad/s）普通操作極快操作1701~10~1418~212904~65~715~g 凸輪尺寸計算程序由凸輪式開關的某些尺寸和額定值及觸頭尺寸決定I。,按凸輪開關的構(gòu)造選定凸輪主要尺寸。的決定應考慮手柄操作力和滾輪的最大接觸角，過大，操作力增大，操作不便。下為接觸系統(tǒng)結(jié)構(gòu)和尺寸的45186。定位凸輪的設計計算由圖可知支架的有效長度為10177。（mm）＋（mm）177。（mm）根據(jù)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，為確保支架正?；瑒?，?。╩m）。按公稱值計算：=（mm）按極限值計算 （mm）有： （mm），（mm）。取平均值 =（mm）取。計算4 值的決定 設手柄長度為70（mm）根據(jù)《低壓電器設計手冊》查表221，取=10（rad/s）573186。/s5 值的決定 取=（s） 6 的計算 　　　　 =45（+）573/2 　　　　=7 決定凸輪主要尺寸 從支架尺寸知道=61/2=3前面已取+g=8由漸進法求得，當=（mm） 則 g=8—凸輪主要尺寸： =（mm） g=（mm） i=（mm） 8求出凸輪外徑 設 ，取s=3（mm）則凸輪外徑 D=2(+g+I+s)=2(+++3)=取 D=26（mm）凸輪外圓與切線間的圓弧半徑取 =3（mm）定凸輪凹口處圓弧半徑四連桿機構(gòu)被廣泛采用在低壓斷路器機構(gòu)中。四連桿機構(gòu)是由主動桿、被動桿、連桿、及支座、構(gòu)成。其主要特征如下：被動桿與主動桿的角速度之比稱為機構(gòu)的聯(lián)動比　　 　　　　　　　　　()式中 —被動桿的角速度；—主動桿的角速度。又因 　 　　　　　　　()式中 ,—分別為主動桿的角位移和轉(zhuǎn)矩；，—分別為被動桿的角位移和轉(zhuǎn)矩。所以C又是機構(gòu)的轉(zhuǎn)矩比。它不是一個常數(shù)，而是和機構(gòu)的位置有關，其計算式如下： 　　　　　　　()由上式所得曲線稱為聯(lián)動比曲線，可看出：從運動特性曲線可求出聯(lián)動比曲線。在上選定點的斜率，即從該點作切線與橫坐標相交之夾角的正切，即 　　　　　　　　　　　()當主動桿與連桿成一直線時，則，或 　　　　　　　()此時稱為四連桿機構(gòu)的死點。在接近死點時，主動軸很大的位移只能導致被動軸極小的位移。利用這一特性可使觸頭在接近閉合位置時位移很小，以減少制造誤差對超程的影響。 以上是不考慮摩擦的情況，如果考慮摩擦的話，則上述力學上的死點變成死帶或稱為死區(qū)。為主動軸，為被動軸。 當作用力作用線切于被動軸的摩擦圓時，機構(gòu)不能運動，這時死點變?yōu)樗缼А０醋饔镁€與摩擦圓相切的原則，可以求出死帶兩邊的界限點a和b。設為連桿長度，r為連桿兩軸銷之半軸，為被動桿長度，f為摩擦系數(shù)，R為被動軸半徑。當機構(gòu)接近于b點的位置時，其臨界條件為： ()當機構(gòu)接近于a點的位置時，其臨界條件為： () ()則在設計時，為保證機構(gòu)可靠動作，~2倍的數(shù)值。四連桿機構(gòu)的效率 ()式中、分別為轉(zhuǎn)軸、對連桿軸線所作的垂直線長度。，當=0（主動桿變成力學上的死點）或（被動桿進入死帶）時效率為零。當兩只軸銷均離其死點位置很遠時，則 () ()可見軸與軸銷的直徑越小，四連桿機構(gòu)的效率越高。轉(zhuǎn)軸越光滑（摩擦系數(shù)越?。试礁?，d1和d2越大，效率也越高。 d1和d2的極限是主動桿和被動桿的長度，所以兩根杠桿均能垂直于連桿時，機構(gòu)的效率為最高。當要求實現(xiàn)某些特殊要求時，可用多連桿機構(gòu)，但多數(shù)多連桿機構(gòu)均可由四連桿機構(gòu)演化而成，例如用五連桿機構(gòu)實現(xiàn)傳動與自由脫扣。當被動桿長度為零，代之以移動滑塊,即有三個轉(zhuǎn)動副和一個移動副，成為滑塊機構(gòu)，可把轉(zhuǎn)動變?yōu)橹本€運動?！椈傻脑O計與計算彈簧受外力作用后能產(chǎn)生較大的彈性變形，在低壓電器設備中廣泛應用彈簧作為彈性元件。彈簧的主要功用有： a 控制機構(gòu)的運動或零件的位置，如凸輪機構(gòu)，離合器，閥門以及各種調(diào)速器中的彈簧；b 緩沖和消振 如車輛彈簧和各種緩沖器中的彈簧；c 儲存能量　如鐘表，儀表，斷路器的儲能閉合彈簧和儲能脫扣彈簧等；彈簧的種類很多，從外形看，有螺旋彈簧、環(huán)形彈簧、平面彈簧、碟形彈簧、平面渦卷彈簧和板彈簧等。其中的螺旋彈簧是用金屬條按螺旋線卷繞而成，由于制造簡便，所以應用最廣，按形狀可分為：圓柱形、截雛形等。按受載情況又可分為拉伸彈簧、壓縮彈簧和扭轉(zhuǎn)彈簧。在本課題中應用最多的是圓柱螺旋彈簧。下面著重來介紹它，首先來看看圓柱螺旋彈簧的分類：其類型、。d彈簧的設計要求:設計彈簧是應滿足下面幾個要求：有足夠的強度；符合載荷變形特性曲線的要求（即剛度條件）不側(cè)彎等?！A柱螺旋彈簧的分類型式代號特點用途壓縮彈簧彈簧受軸向壓縮負荷YⅠ兩端圈并緊并磨平廣泛用于冷卷彈簧YⅡ兩端圈并緊不磨或磨平廣泛用于熱卷彈簧YⅢ兩端圈并緊不磨用于dYⅣ兩端圈不并緊一般用于不太重要的彈簧拉伸彈簧彈簧受軸向拉伸負荷LⅠ半圓鉤環(huán)兩端裝有鉤環(huán)，鉤環(huán)形式視裝配要求而定，最常見的為半圓鉤環(huán)、圓鉤環(huán)與圓鉤環(huán)壓中心幾種。鉤環(huán)彎折處應力較大，易折斷，半鉤環(huán)體積較小，多用于拉力不太大的情況LⅡ圓鉤環(huán)LⅢ圓鉤環(huán)壓中心LⅣ偏心圓鉤環(huán)LⅤ大臂半圓鉤環(huán)LⅥ長臂小圓鉤環(huán)LⅦ可調(diào)式拉簧一般用于受力大，鋼絲直徑較粗（d5mm）的彈簧。可以調(diào)節(jié)長度LⅧ兩端裝有可轉(zhuǎn)鉤環(huán)彈簧不彎鉤環(huán)，強度不受削弱扭轉(zhuǎn)彈簧彈簧受扭轉(zhuǎn)負荷NⅠ內(nèi)臂扭轉(zhuǎn)彈簧扭轉(zhuǎn)彈簧型式繁多，端部結(jié)構(gòu)視裝配要求而定NⅡ外臂扭轉(zhuǎn)彈簧NⅢ中心管扭轉(zhuǎn)彈簧NⅣ雙扭簧e彈簧材料的許用應力影響彈簧許用應力的因數(shù)很多，除了與材料品種外，材料質(zhì)量，熱處理方法，彈簧的工作條件和重要程度以及彈簧的尺寸等，都是確定許用應力是應予以考慮的。通常，彈簧按載荷性質(zhì)分為三類：Ⅰ類：受變載荷作用次數(shù)在106次以上的彈簧；Ⅱ類：受變載荷作用次數(shù)在103~105及沖擊載荷負荷的彈簧或受靜載荷的重要彈簧；Ⅲ類：受變載荷作用次數(shù)在103次以下的彈簧。即基本上受靜載荷的彈簧。f 圓柱螺旋壓縮彈簧圓柱螺旋壓縮彈簧計算：　圓柱螺旋壓縮彈簧計算公式：最大工作負荷 Pn Ⅰ類 給定或按計算 Ⅱ類 給定或按計算 Ⅲ類 給定或按計算彈簧指數(shù) C ；或查表選取曲度系數(shù) K 彈簧絲直徑 d（mm） 彈簧中徑 D2（mm） D2=Dd D為彈簧外徑最大工作負荷下的變形 Fh（mm）　　　　　　 　()彈簧剛度 　　　　()疲勞強度驗算 當彈簧受變負荷作用次數(shù)103時，應進行疲勞強度的驗算，其公式如下：　 　　　　　()式中 S——許用安全系數(shù)，當彈簧的設計計算和材料數(shù)據(jù)精確時，取S=~；當精確度低時，取S=~。 ——最大工作負荷所產(chǎn)生的最大切應力， （kgf/mm2） ——最小工作負荷所產(chǎn)生的最小切應力， （kgf/mm2）計算：查《低壓電器設計手冊》得d=, D2=28, Pn=, P0=, fn== P’d= l= Q= 計算彈簧剛度P’（kgf/mm） 有效圈數(shù) n 取16符合標準自由長度H0 工作極限負荷下的變形Fj 因取=Ⅱ，故等于同樣規(guī)格彈簧的Ⅲ類彈簧的最大工作負荷。最大工作負荷下的變形Fn（mm） 最小工作負荷下的變形F1（mm） 工作極限負荷下的高度Hj (mm) 最大工作負荷下的高度Hn（mm） 最小工作負荷下的高度H1（mm） 展開長度L(mm) g 圓柱螺旋拉伸彈簧圓柱螺旋拉伸彈簧的應力計算 拉伸彈簧在拉伸時。A、B點處承受最大彎曲應力及切應力。r2和r42d,其應力計算如下表2－4。 彎曲應力及切應力計算項目公式或數(shù)據(jù)最大彎曲應力（kgf/mm2）最大切應力 （kgf/mm2）圓柱螺旋拉伸彈簧計算公式：。最大工作負