Проектирование приборов времени

Министерство образования и науки РФ

Снежинский физико-технический институт -

Филиал Федерального государственного автономного образовательного учреждения

высшего профессионального образования

"Национальный исследовательский ядерный университет "МИФИ"

(СФТИ НИЯУ МИФИ)

Кафедра Технологии машиностроения

Курсовая работа

Проектирование часового механизма

Группа: ПБ40Д

Студент: Шрейдер А.А.

Преподаватель: Румянцев П.О.

Снежинск

Содержание

Введение

. Кинематический расчет

. Определение основных размеров барабана

. Плоскостная планировка часового механизма

. Стрелочный механизм и механизм завода пружины и перевода стрелок

.1 Стрелочный механизм

.2 Механизм завода пружины и перевода стрелок

. Построение неравноплечего швейцарского хода

. Применяемые материалы

. Применяемые опоры

. Градусник

. Предохранительное устройство

Заключение

Список используемой литературы

Приложения

Введение

В данной курсовой работе предстоит спроектировать часовой механизм с целью закрепления теоретических сведений, полученных при прослушивании курса лекций, и получения практических навыков проектирования механизмов малогабаритных часов бытового назначения.

Основанием для проектирования являются исходные данные (вариант 26):=24 мм - калибр часов_x=38 - заданная продолжительность хода часов от одного завода двигателя_об=5 - число оборотов барабана за время t_x=0,4с - период колебаний осциллятора_x=15 - число зубьев ходового колеса

Высота механизма С - не более 3,5 мм

Тип часового механизма: наручные с боковой секундной стрелкой

Тип хода: швейцарский полуравноплечий

Рассмотрим кинематическую схему часов с боковой секундной стрелкой (рисунок 1) [1]. Введем следующие обозначения основной зубчатой передачи часов и числа зубьев колёс и трибов:₁ и z'₁ - барабанное колесо и центральный триб;₂ и z'₂ - центральное колесо и промежуточный триб;₃ и z'₃ - промежуточное колесо и секундный триб;₄ и z'₄ - секундное колесо и ходовой (анкерный) триб.

Рисунок 1 - Кинематическая схема механических часов с боковой секундной стрелкой.

Через z₁, z'₁, z₂, z'₂ и т.д. будем обозначать также числа зубьев колёс и трибов.

Триб минутной стрелки z₅ стрелочного механизма фрикционно посажен на центральную ось. Этот триб вращает переводное колесо z'₅, с которым жестко соединен переводной триб z₆. Переводной триб вращает часовое колесо z'₆, свободно посаженное на втулку триба минутной стрелки. Часовая и минутная стрелки посажены на втулку часового колеса и на втулку триба минутной стрелки соответственно.

На цилиндрической шейке заводного валика свободно посажен заводной триб z₉, а на квадратной части валика - кулачковая муфта 1, которая в показанном положении сцеплена с заводным трибом z₉. Для перевода стрелок необходимо заводную головку 2 оттянуть до упора. При этом рычажная система (на рисунке 1 не показана) выводит кулачковую муфту из зацепления с заводным трибом и вводит ее в зацепление с трибом z₇.

Данная схема основной передачи часов имеет самый высокий коэффициент полезного действия, и её часто называют классической схемой. Она применяется в наручных и карманных часах с боковой секундной стрелкой. Имея все необходимые данные приступим к расчету и составлению кинематической схемы часов.

1. Кинематический расчет

Находим передаточное отношение барабан - центральный триб

Передаточное отношение центральное колесо - секундный триб

Скорость вращения ходового колеса

.

Отсюда передаточное отношение секундное колесо - триб ходового колеса

Передаточное отношение центральное колесо - триб ходового колеса

Общее передаточное отношение механизма от заводного барабана до триба ходового колеса

Для часов с односуточной продолжительностью хода рекомендуется принимать

;

Тогда

Передаточное отношение i₂=60 можно осуществить двумя парами колёс с близкими между собой передаточными отношениями

,

Пусть

Тогда

Тогда

Передаточное отношение i₄=600 принято считать неизменным для всех анкерных ходов с периодом колебаний Т=0,4 с, независимо от того, имеется ли секундная стрелка или она отсутствует. В последнем случае условие i₃=10 не является обязательным.

Таким образом, получаем основные параметры зубчатых передач в таблице 1

Таблица 1. Основные параметры зубчатых передач

Число зубьев колес

Число зубьев трибов

1

76

10

2

75

10

3

64

8

4

60

6

2. Определение основных размеров барабана

Конструкция часов характеризуется, прежде всего, габаритными размерами механизма и в первую очередь площадью платины. Платина - это основание часового механизма, на ней монтируются с помощью мостов все основные детали и сборочные единицы механизма. Платина в сборе с мостами называется комплектом.

Модуль зацепления

 мм

По таблице значений модулей по ГОСТ 13678-73, находим минимальный ближайший модуль

мм

Определяем радиус расточки барабана

Остальные размеры пружинных двигателей для малогабаритных часов (рисунок 2) могут быть получены с помощью их предельных значений, указанных в таблице 2 [4].

Значение h' должно быть больше той величины, которая получается путем расчёта на прочность первой зубчатой пары. В предварительных расчётах, как показывает практика, значение этого параметра может быть определено по формуле

h'=kD_1н,

где k=0,03¸0,04, D_1н - наружный диаметр зучатого венца барабана.

Таблица 2. Основные размеры барабана

Рисунок 2. Основные размеры барабана.

Положение зубчатого венца на барабане может быть произвольным. Целесообразно его размещать в середине. Тогда усилие, возникающее в зацеплении, будет равномерно распределяться на обе цапфы вала.

3. Плоскостная планировка часового механизма

Используем метод для расчета колес и трибов, по которому модули всех зубчатых пар основной передачи определяют по модулю первой зубчатой пары барабан - триб центрального колеса через коэффициент измельчения ε, под которым подразумевается отношение модуля последующей пары к модулю предыдущей.

Определим модуль зацепления и диаметры начальной, выступов и впадин окружностей колёс и трибов основной передачи, если m₁ = 0,145 мм, ε ≈ 0,9. Числа зубьев колёс и трибов берутся из таблицы 1.

. Определяем диаметры окружностей колеса и триба первой пары зацепления барабан - центральный триб:

D_1t=z₁·m₁ = 76·0,130=9,88 мм; d_1t =z¢₁·m₁=10·0,13=1,3 мм;_1н=(z₁+3)·m₁=79·0,130=10,27 мм; d_1н=(z¢₁+2)·m₁=12*0,13=1,56 мм;_1в=(z₁-3)·m₁==73*0,13=9,49 мм; d_1в=(z¢₁-3,8)·m₁=·0,13=0,806 мм.

Межосевое расстояние первой пары

Затем определяем модули зацепления остальных пар основной передачи с учетом таблицы стандартных модулей:

центральное колесо - промежуточный триб:

₂ = ε m₁ = 0,9·0,130 = 0,120 мм;

промежуточное колесо - секундный триб:

m₃ = ε m₂ = 0,9·0,120 = 0,115 мм;

секундное колесо - триб ходового колеса:

₄ = ε m₃ = 0,9·0,115 = 0,110 мм.

. Определяем диаметры окружностей колеса и триба второй пары зацепления центральное колесо - промежуточный триб:

_2t=z₂·m₂ = 75·0,12=9 мм; d_2t =z¢₂·m₂=10·0,12=1,2 мм;

D_2н=(z₂+3)·m₂=78·0,12=9,36 мм; d_2н=(z¢₂+2)·m₂=12*0,12=1,44 мм;_2в=(z₂-3)·m₂==72*0,1=8,64 мм; d_2в=(z¢₂-3,8)·m₂=6,2·0,12=0,744 мм.

Межосевое расстояние второй пары

. Определяем диаметры окружностей колеса и триба третьей пары зацепления промежуточное колесо - секундный триб:

D_3t=z₃·m₃ = 64·0,115=7,36 мм; d_3t =z¢₃·m₃=8·0,115=0,92 мм;_3н=(z₃+3)·m₃=67·0,115=7,705 мм; d_3н=(z¢₃+2)·m₃=10*0,115=1,15 мм;_3в=(z₃-3)·m₃==61*0,115=7,015 мм;         d_3в=(z¢₃-3,8)·m₃=4,2·0,115=0,483 мм.

Межосевое расстояние третьей пары

4. Определяем диаметры окружностей колеса и триба четвертой пары зацепления секундное колесо - триб ходового колеса:

D_4t=z₄·m₄ = 60·0,110=6,6 мм; d_4t =z¢₄·m₄=6·0,110=0,66 мм;_4н=(z₄+3)·m₄=63·0,110=6,93 мм; d_4н=(z¢₄+2)·m₄=8·0,110=0,88 мм;_4в=(z₄-3)·m₄==57*0,110=6,27 мм; d_4в=(z¢₄-3,8)·m₄=2,2·0,110=0,242 мм.

Межосевое расстояние четвертой пары

Компоновка механизма производится после того, как выполнен кинематический расчёт и определены размеры колёс и трибов. При выполнении компоновки механизма необходимо так располагать колеса и трибы на осях, а оси их на платине механизма, чтобы давление в подшипниках было минимальным [4]. Однако при выполнении плоскостной планировки механизма часов это требование не удается выполнить в полной мере из-за того, что некоторые оси колёс должны занимать вполне определенное положение. Так, в случае цилиндрической (дисковой) формы платины ось вращения часовой и минутной стрелок обычно помещается в центре платины.

Компоновку механизма выполним в увеличенном масштабе 15:1.

Рассмотрим плоскостную планировку наручных часов с боковой секундной стрелкой (рисунок 3). Здесь цифрами I, II, …, VIII обозначены центры вращения барабана, центрального, промежуточного, секундного и ходового колёс, а также центры вращения вилки, баланса и заводного колеса.

Движение от барабана z₁ передается через центральный триб z¢₁ и центральное колесо z₂ на промежуточный триб z¢₂, затем через промежуточное колесо z₃ - на секундный триб z¢₃, который установлен на отдельно оси.. Секундное колесо z₄, установленное жестко на трибе z¢₃, передает движение на ходовой триб z¢₄ и ходовое колесо z_х и, наконец, через вилку - на баланс.

Рисунок 3 - Схема плоскостной планировки наручных часов.

₁=0,42*D=10,08 мм₁=0,25*D=6 мм

Положение промежуточного колеса z₁₀ (VIII) не связано с диаметром барабана z₁ и его выбирают в зависимости от размера H₁, определяющего положение заводного триба z₉ в вырезе платины. Желательно увеличение размера H₁, что при выбранном отношении z₁₀/z₁₁ позволяет увеличить размеры колёс, а главное увеличить размеры деталей заводного механизма, из которых наиболее сложной в изготовлении является кулачковая муфта.

Весьма важным является размещение на платине центров вращения ходового колеса, вилки и баланса (V, VI, VII). В случае дисковой формы платины обычно применяют прямую вилку, когда все указанные точки располагаются на одной прямой. Расстояние между точками (V), (VI) и (VII), а также размеры деталей спускового регулятора выбирают в зависимости от диаметра платины, используя следующие соотношения:

где d_x - диаметр действующей окружности ходового колеса;

D- калибр механизма- расстояние между осями ходового колеса и баланса;_б - диаметр внешней окружности баланса (с винтами).

_x = (0,18 ч 0,2)·24 = 0,2*24=4,48 мм,= d_x/0,8=4,48/0,8=6 мм_б= d_x/0,42=10,6 мм

В большинстве случаев в основном механизме часов предусматривается пять

мостов, а именно: мост барабана или заводного механизма; мост центрального, промежуточного и секундного колёс; мост ходового колеса; мост вилки и мост баланса, но в наручных часах применяют четыре моста (рисунок 3).

Одновременно с плоскостной планировкой механизма выполняют его пространственную компоновку, назначение которой состоит в выборе оптимального расположения деталей и узлов часов по высоте механизма.

4. Стрелочный механизм и механизм завода пружины и перевода стрелок

.1 Стрелочный механизм

Стрелочный механизм, состоящий обычно из двух пар зубчатых колёс, служит для передачи движения от центрального триба к часовому колесу, на втулке которого насажена часовая стрелка. Минутная стрелка размещается на уступе минутного триба, который в свою очередь фрикционно соединяется с осью центрального триба.

Наиболее распространенные варианты чисел зубьев трибов и колёс стрелочного механизма представлены в таблице.

Таблица 3. Варианты чисел зубьев трибов и колес стрелочного механизма

Берем №1

Межцентровое расстояние А зависит от габаритов часов и выбирается в известной мере произвольно. Ориентировочно можно принять А ≈ 0,12D

Модуль зацепления стрелочного механизма можно найти как

мм (сразу округляем до ближайшего стандартного).

Определяем диаметры окружностей колеса и триба пятой пары зацепления:

D_5t=z₅·m₅ = 10·0,144=1,44 мм;         d_5t =z¢₅·m₅=30·0,144=4,32 мм;_5н=(z₅+3)·m₅=13·0,144= 1,82 мм;                                                     d_5н=(z¢₅+2)·m₅=32·0,144=4,608 мм;_5в=(z₅-3)·m₅==7*0,144=1,008 мм;         d_5в=(z¢₅-3,8)·m₅=26,2·0,144=3,772мм.

Межосевое расстояние пятой пары

Определяем диаметры окружностей колеса и триба шестой пары зацепления:

D_6t=z₆·m₆ = 8·0,144=1,152 мм; d_6t =z¢₆·m₆=32·0,144=4,608 мм;_6н=(z₆+3)·m₆=11·0,144=1,584 мм; d_6н=(z¢₆+2)·m₆=34·0,144=4,89 мм;_6в=(z₆-3)·m₆==5*0,144=0,72 мм; d_6в=(z¢₆-3,8)·m₆=28,2·0,144=4,06 мм.

Межосевое расстояние шестой пары

4.2 Механизм завода пружины и перевода стрелок

В наручных и карманных часах современных конструкций завод пружины и перевод стрелок осуществляют с помощью заводной головки. На заводном валике 1 свободно посажен заводной триб z₉, находящийся в постоянном зацеплении цилиндрическими модульными зубьями с заводным колесом z₁₀ и торцовыми зубьями косоугольной формы с кулачковой муфтой 3.

Кулачковая муфта выходит из зацепления с заводным трибом в момент перевода стрелок. Муфта имеет квадратное отверстие и может перемещаться в осевом направлении. На другом конце она имеет модульные зубья z₈, которыми она сцепляется с трибом z₇ во время перевода стрелок

Рисунок 4 - Схемы к определению глубины зацепления:

а) заводного триба z₉ и промежуточного колеса z₁₀; б) кулачковой муфты z₈ и переводного триба z₇.

1        Определяем параметры заводного триба z₉. Задавшись модулем этого триба m₉ в 0,2 мм, находим число зубьев триба z₉ так, чтобы диаметр окружности выступов его был меньше высоты механизма С=3,5 мм. То есть, z₉ £ C/m₉ - 2

₉=3,5/0,2-2=15,5. Z₉=15; d₉= Z₉*0,2=3,3 мм < C=3,5 мм

Определяем глубину зацепления в осевом а и радиальном b направлениях (рисунок 4, а) цилиндрических зубьев заводного триба и промежуточного колеса z₁₀. Рекомендуется выбирать a = 2,8·m₉=0,56 мм, b = 2,4·m₉=0,48 мм.

         Задавшись числом зубьев заводного колеса z₁₁=45 и числом зубьев промежуточного колеса z₁₀=28, находим положение центров осей (VIII) и (I) (выполняя одновременно плоскостную планировку механизма). Находим диаметры колёс z₁₀ и z₁₁, учитывая, что их модули равны модулю триба z₉.

D_10t=z₁₀·m₉ =28·0,2=5,6 мм; D_11t =z₁₁·m₉= 45*0,2·=9 мм;_10н=(z₁₀+3)·m₉=31*0,2=6,2 мм; D_11н=(z₁₁+3)·m₉= 48*0,2=9,6 мм;_10в=(z₁₀-3)·m₉=25*0,2=5 мм; D_11в=(z₁₁-3)·m₉=42*0,2=8,4 мм.

3        Находим диаметры триба z₇. Задавшись расстоянием между центрами осей (IX) и (X) несколько большим, чем расстояние А между центрами осей II и IX, найдем число зубьев триба z₇.

Отсюда z₇=11

Модуль его равен модулю m₆ пар зацепления стрелочного механизма

₇=0,144 мм_7t=z₇·m₇ = 11·0,144=1,584 мм;_7н=(z₇+2)·m₇=13·0,144=1,872 мм;_7в=(z₇-3,8)·m₇==7,2*0,144=1,036 мм;

Задавшись числом торцовых зубьев z₈=13 кулачковой муфты, определяем наружный диаметр муфты

_а = z₈·m₅=13*0,144=1,79 мм;

4        Определяем глубину зацепления в осевом а¢ и радиальном b¢ направлениях (рисунок 4, б) торцовых зубьев кулачковой муфты и цилиндрических зубьев переводного триба.

а¢=2,4m₅=0,144*2,4=0;345 b¢=2·m₅=2*0,144=0,288 мм.

Высота торцовых зубьев

= 2,8·m₅=2,8*0,144=0,403 мм,

а длина

= 2,25*m₅=0,324 мм.

5. Построение неравноплечего швейцарского хода

Исходные данные:_x=15 - число зубьев ходового колеса

угол обхвата 2α=60°

угол подъема вилки θ₁=10°

угол подъема баланса θ₂=45°

угол потерянного пути ξ=0°30'

угол падения ходового колеса δ_п=2°

угол покоя γ_п=2°

радиус действующей окружности ходового колеса R_x=2,4 мм

Проводим оси координат XOY и из точки О в выбранном масштабе вычерчиваем действующую окружность ходового колеса радиусом R. Симметрично по обе стороны от оси OY откладываем угол обхвата 2α₀=60° и получаем лучи Оа и Оа₁, которые пересекают действующую окружность ходового колеса в точках А и А₁ .

Через точки А и А₁ проводим касательные к действующей окружности O₁b и О₁b₁, которые пересекаются на оси OY в точке O₁ - центре вращения вилки. Определяем расстояние между центрами вращения ходового колеса и вилки

l=R/cosα₀=2,4/cos30=2,77 мм.

Половина шага ходового колеса (12°) состоит из суммы трех углов: угловой ширины палеты j_п, угловой ширины зуба j_х и угла падения δ_п, т.е.

j_п + j_х + δ_п = 12°.

Поэтому

j_п + j_х = 12° - δ_п = 10°.

Обычно j_п > j_х , поэтому принимаем j_п = 5°30¢ ¸ 7°0¢, а j_х = 3°0¢ ¸ 4°30¢.

Для построения полуравноплечего хода влево от лучей Оа и Оа₁ откладываем угол ε = j_п/4, а вправо от этих лучей откладываем угол j_п-ε = (3/4)·j_п. Получаем лучи, пересекающие действующую окружность ходового колеса в точках В, С, В₁ и С₁. Из центра вращения вилки О₁ радиусом О₁В₁ и О₁В проводим внутренние палетные окружности входной палеты t₁t₁ и выходной палеты tt, а радиусами О₁С₁ и О₁С - внешние палетные окружности s₁s₁ и ss.

От отрезка ОС вправо откладываем угловую ширину зуба ходового колеса j_х и получаем луч Od, пересекающий действующую окружность ходового колеса в точке D. Из центра вращения вилки и через эту точку проводим луч О₁с.

От луча О₁b вверх откладываем суммарный угол импульса на зубе и палете (θ₁ - γ_n). Луч О₁e, ограничивающий этот угол сверху, пересекает внутреннюю палетную окружность в точке Е. Соединяем точки Е и D прямой и проводим луч О₁f из центра О₁ через точку F, в которой пересекаются прямая ED с внешней палетной окружностью. Получаем угол импульса на выходной палете еО₁f = λ_n и угол импульса на зубе fО₁С =λ_х. Из центра вращения ходового колеса радиусом R_в =OF проводим внешнюю окружность ходового колеса.

Отрезки EF и FD представляют собой проекции плоскости импульса выходной палеты и зуба ходового колеса на плоскость чертежа. Указанный способ построения (графического определения) углов импульса зуба и выходной палеты обеспечивает правильное взаимодействие плоскостей импульса палет с зубьями ходового колеса, так как в процессе передачи импульса по палете зуб скользит своим острием по плоскости импульса палеты, а угол (d₀) между плоскостями импульса зуба и палеты остается больше нуля. Лишь в конце импульса зуба по выходной палете δ₀ = 0.

Из точек G₁ и Е к лучам О₁е₁ и О₁е восстанавливаем перпендикуляры G₁h₁ и Eh, от них вправо откладываем углы притяжки на входной и выходной палетах: τ_вх = 14°; τ_вых = 10°. Получаем прямые G₁i₁ и Ei, ограничивающие плоскости покоя палет. Ширина палет ограничена прямыми Fj и F₁j₁, которые параллельны прямым Ei и G₁i₁. Обычно ширина входной палеты не равна ширине выходной, в особенности в неравноплечем ходе. Длина палеты выбирается в 3ч3,5 раза больше ее ширины, определяемой из построения. Контур вилки очерчивается, исходя из требований необходимой прочности, технологичности и минимального момента инерции.

От точки D действующую окружность ходового колеса делим на z_х частей и заканчиваем построение зубьев. Чтобы зуб ходового колеса касался плоскости покоя палет только своим острием, необходимо поднутрить переднюю плоскость (грань) зуба. С этой целью через острие зуба 2, т.е. через точку D₁ проводим прямую D₁n₁ под углом β = 2ч3° к плоскости покоя входной палеты. К прямой D₁n₁, как к касательной строим вспомогательную окружность n₁n₁, которую используем для построения передних и задних плоскостей зубьев ходового колеса.

Остальные данные для построения ходового колеса принимаем из следующих конструктивных соотношений:

d₂=(0,4ч0,5)R=1,08 мм=0,2R=0,48 мм₁=b₂=(0,05ч0,06)R=0,132 мм₃=1,2b₂=0,158 мм

В заключение находим расстояние между центрами вращения вилки и баланса (L - l). OO₂=3,22 мм

Для построения вилки необходимы следующие величины: расстояние между центрами вилки и баланса (L - l); угол подъёма вилки θ₁; угол подъема баланса θ₂ = 45ч50°; угол предохранения η = (1ч1,5°) и угол потерянного пути ε_п=0°30¢.

Построение вилки с двойной ролькой (рисунок 17) продолжаем в том же масштабе, что и построение вилки с ходовым колесом. На оси OY отмечаем центры вращения вилки О₁ и баланса О₂ , расстояние между которыми (L-l) определено из предыдущего построения вилки и колеса.

Симметрично по обе стороны от оси OY из точки O₁ откладываем угол подъема вилки θ₁ такой же величины, какой он был принят при построении вилки и колеса. Получим лучи О₁а₂ и О₁а₃ . Из точки О₂ также откладываем угол подъема баланса θ₂ и получаем лучи О₂b₂ и О₂b₃ . Через точки А₂ и А₃ пересечения этих лучей из точки О₁ проводим дугу S₂S₂, радиус которой r_b называют действующей длиной вилки. Из точки О₂ через те же точки радиусом r_u проводим действующую окружность импульсной рольки. Из той же точки проводим окружность предохранительной рольки, радиус которой принимаем

_n ≈ (0,6ч0,8)r_u =0,495 мм.

Диаметр импульсного камня (эллипса) d₂ можно ориентировочно определить, если принять, что его ширина составляет половину угла подъема вилки. Паз вилки построен симметрично относительно оси хвостовика ее О₁а₂ и ограничен параллельными линиями, пересекающими действующую окружность вилки в точках K и Q. Зазор эллипса в пазу вилки d¢₂ приблизительно равен удвоенному радиальному зазору цапф вилки в подшипниках. Глубину паза вилки принимают такой, чтобы импульсный камень в положении равновесия свободно проходил, не касаясь основания. Импульсный камень срезан по дуге окружности, проведенной из точки О₂ так, чтобы высоты h₂ ≈ (2/3)d₂ .

От луча О₁а₂ откладываем вправо угол предохранения η=1ч1,5° (при этом необходимо помнить, что полный угловой зазор в копье η¢=η+ε_n должен быть меньше угла покоя γ_n) и проводим луч О₁с₂ , пересекающий окружность предохранительной рольки в точке С₂ . Через эту точку проводим дугу S₃S₃ , являющуюся траекторией перемещения острия копья. В точке А₄, находящейся на пересечении дуги S₃S₃ с лучом О₁а₂, будет находиться острие копья в рассматриваемом положении вилки.

Угол заострения копья принимают приближенно равным 90°ч100°. Из точки В₂ , находящейся на пересечении окружности предохранительной рольки с лучом О₂b₂ проводим дугу выемки предохранительной рольки радиусом приближенно равным (0,5ч0,6)d₂ .

Для построения рожков вилки из центра вращения вилки О₁ через центр вращения баланса О₂ проводим дугу S₄S₄ и из точек K и Q радиусом r₄ делаем засечки на этой дуге. Из полученных точек m и n тем же радиусом описываем дугу рожек, длина которых может составлять (0,75ч1,25)d₂ . Снаружи рожки могут быть ограничены кривой произвольной формы. Контур вилки очерчивают, исходя из конструктивных соображений, руководствуясь требованием минимального момента инерции ее, и технологичности изготовления.

Ограниченные штифты располагают на дуге S₅S₅ радиуса r¢_b , который принимают r¢_b≈(2/3)r_b . Через точку пересечения дуги S₄S₄ с контуром вилки проводим прямую О₁t₂ и от нее слева под углом ε_n - прямую О₁t₃ . Затем из точки О₃ проводим окружность штифта диаметром d₁, касающуюся луча О₁t₃. Центр правого ограничительного штифта расположен симметрично относительно линии центров в точке О₄.

6. Применяемые материалы

Таблица 4. Материалы, применяемые в приборах времени

7. Применяемые опоры

Опоры в приборах времени обеспечивают вращательное или качательное движение подвижных деталей и сборочных единиц, например, валов и осей, поддерживают вращающиеся детали в требуемом положении и воспринимают действующие на них нагрузки.

К опорам, применяемым в приборах времени, предъявляются следующие основные требования:

1) минимальные потери на трение;

2) стабильность трения во времени;

3) точность направления движения;

4) износостойкость в заданных условиях эксплуатации и ресурса работы;

5) малые габаритные размеры;

6) низкая стоимость.

В часовых механизмах в качестве опор для осей и трибов валиков и трущихся поверхностей других деталей применяют технологические камни, изготовляемые из синтетического корунда (рубина-10 по ГОСТ 22029-76 "Корунд синтетический. Рубин-10. Технические условия." или лейкосапфира по ГОСТ 22028-76). Из всех минералов и металлов рубин в паре со сталью имеет наименьший коэффициент трения: при трении без смазочного материала f=0,25 ¸ 0,40; со смазкой f=0,12 ¸ 0,15. Синтетический корунд представляет собой монокристаллы окиси алюминия Al₂O₃.

Применение камневых опор в часовых механизмах повышает их точность и долговечность благодаря высокой твердости синтетического корунда - 9 единиц по шкале Мооса (алмаз имеет 10 единиц). Синтетический корунд в сравнении с другими материалами допускает высокое давление, не вступает в химическое взаимодействие с металлом цапфы, обеспечивает сохранение физико-механических свойств смазочного материала в течение длительного времени.

В данном механизме применены опоры типа СЦ (рисунок 5) типоразмера 0718х0,30 для опор мостов и типоразмера 0712х0,25 для опор в корпусе механизма, СЦБМ (рисунок 5) типоразмера 0517х0,20 для оси анкерной вилки.

Рисунок 5 - Применяемые опоры.

8. Градусник

В наручных и карманных часах регулирование периода колебаний системы баланс-спираль осуществляют обычно изменением рабочей длины спирали, так как в этом случае не требуется остановка механизма прибора времени, а сам процесс регулирования достаточно прост. Увеличение рабочей длины спирали увеличивает период колебаний - ход часов замедляется; уменьшение рабочей длины уменьшает период колебаний - ход часов ускоряется.

В приборах времени укорочение или удлинение рабочей части спирали осуществляется специальным приспособлением, называемым градусником.

Конструкция градусника представлена на чертеже на главном виде и на разрезе Б-Б. Разрезное кольцо градусника 1 удерживается за счет трения на конической поверхности верхней накладки 2, прикрепленной к балансовому мосту 3 двумя винтами. В коротком плече градусника запрессованы два штифта 4, между которыми расположен наружный виток спирали 5. Конец внутреннего витка спирали закреплен в колодке 6, сидящей неподвижно на оси баланса, конец наружного витка - в колонке 7, расположенной в балансовом мосту 3 и закрепленной винтом 8.

В процессе колебаний баланса наружный виток прилегает к одному из штифтов 4. При этом рабочая длина спирали укорачивается, так как часть её от штифта 4 до колонки 7 из работы исключается. Рабочей частью спирали остается её длина от штифта 4 до колодки баланса. При вращении градусника штифты 4 перемещаются вдоль спирали, укорачивая или удлиняя её рабочую длину. На лицевой стороне балансового моста 3 против стрелки градусника предусматривается шкала со значками "+" и "-".

9. Предохранительное устройство

На чертеже выносным элементом А показано противоударное устройство со строго фиксированным положением оси баланса при отсутствии удара. Сквозной камень 1 закреплен в улиткообразной пружине 2. Накладной камень 3 установлен в оправку 4 и поджимается пружиной 5. При действии удара в радиальном направлении пружина 2 деформируется до момента касания утолщенной части цапфы оси баланса с накладкой 7. Действие удара в осевом направлении вызывает деформацию пружины 5 и перемещение оси баланса до момента соприкосновения с накладкой. При ударе имеет место некоторое смещение сквозного камня относительно накладного, это ухудшает условие сохранения смазки.

часы механический секундный швейцарский

В данной курсовой работе был спроектирован часовой механизм для карманных часов. Механизм имеет боковую секундную стрелку, что упрощает конструкцию часов по сравнению со схемой с центральной секундной стрелкой, но это несколько затрудняет отсчет секунд. Были получены практические навыки кинематического расчета зубчатых передач часового механизма, осуществлена плоскостная и пространственная компоновка механизма, построен швейцарский полуравноплечий анкерный ход.

Список используемой литературы

1. Проектирование приборов времени - методическое пособие №1.

. Конструктивные элементы приборов времени - методическое пособие №2

. Аксельрод З.М. Проектирование часов и часовых систем. - Л.: Машиностроение, 1981.-320 с.

. Романов А.Д. Проектирование приборов времени. - М.: Высшая школа, 1975.-220 с.

. Тарасов С.В. Приборы времени. - М.: Машиностроение, 1976.-370 с.

Приложение А

Таблица А1. Параметры передач

Приложение Б

Сводные данные построения хода

Действующий радиус ходового колеса R = 2,4 мм,

Угол охвата 2a₀=60°,

*Расстояние между центрами вращения ходового колеса и вилки l=2,77 мм,

Угловая ширина паллеты j_п=6°,

Угловая ширина зуба j_х=3°,

Угол смещения паллет e =2°,

Угол подъема вилки q₁=12°,

Угол покоя g_п=2°0¢,

*Угол импульса на зубе l_к=3°32’,

*Внешний радиус ходового колеса R_в=2,47мм,

Угол притяжки: входной паллеты t_вх=14°, выходной паллеты t_вых=10°,

Число зубьев ходового колеса z_x=15,

Угол поднутрения передней грани зуба b=3°2',

Расст. между центрами вращения ходового колеса и баланса L=6мм,

Угол подъема баланса q₂=45°,

*Действующая длина вилки r_b=2,58мм,

*Действующий радиус импульсной рольки r_и=0,707мм,

Радиус предохранительной рольки r_п=0,495мм,

*Диаметр импульсного камня d₂=0,135мм,

Угол предохранения h=1°,

Угол потерянного пути e_п=0°30¢.

Примечание: величины, отмеченные (*) - расчётные.