Проектирование часов с боковой секундной стрелкой

Проектирование часов с боковой секундной стрелкой

Содержание

1.Задание

2.Расчет основной зубчатой передачи

2.1Выбор кинематической схемы и расчет ее параметров

2.2Расчет геометрических параметров двигателя

.3Определение модулей зацепления и диаметров окружностей колес и трибов

.4Определение геометрических параметров передачи

3.Плоскостная планировка и пространственная компоновка

.1Расчет механизма завода пружины

3.2Расчет стрелочного механизма

.3Расчет механизма перевода стрелок

4.Построение свободного анкерного хода

.1Построение вилки с ходовым колесом

4.2Построение вилки с двойной ролькой

5.Основные узлы, дополнительные устройства и конструктивные элементы

6.Материалы деталей механизма

Заключение

Список используемой литературы

Приложение

.Задание

Основные требования к курсовой работе.

В данной курсовой работе необходимо выполнить:

.составить кинематическую схему механизма часов

2.выполнить плоскостную планировку часов и пространственную компоновку основной передачи часов, а также стрелочного механизма, механизма завода пружины и механизма перевода стрелок.

.Построить свободный анкерный ход.

.Составить таблицу параметров основной передачи с указанием модулей и чисел зубьев всех пар зацепления, а также таблицу параметров хода.

Исходные данные:

1.Калибр часов: D=24 мм

2.Продолжительность хода часов от одного завода двигателя:tx=36

.Число оборотов барабана за время tх:Nб=5

.Высота механизма: С≤4.0 мм

.Период колебаний осциллятора: Т=0.4 сек

.Число зубьев ходового колеса: Zх=15

.Тип часов- карманные с боковой секундной стрелкой

.Тип хода- швейцарский неравноплечий

2.Расчет основной зубчатой передачи

2.1Выбор кинематической схемы и расчет ее параметров

Основой проектирования прибора или какого-либо другого механизма является кинематическая схема, определяющая закон движения отдельных звеньев механизма для заданных технических требований. Исходными данными для кинематического расчёта прибора времени, выбора типа передачи и определения числа зубчатых пар являются условия отсчета времени или скорость вращения некоторых осей. Так, для часов условием их кинематического расчёта будет число оборотов часовой, минутной и секундной стрелок в единицу времени.

По заданию необходимо спроектировать часы с боковой секундной стрелкой. Схема часов с боковой секундной стрелкой приведена на рис. 1.

Рис 1.

Определяем передаточное отношение барабан центральный триб i1:

I1==7.2

Передаточное отношение центральное колесо - секундный триб i2:

Определяем скорость вращения ходового колеса nx:

Отсюда находим передаточное отношение секундное колесо - триб ходового колеса i3:

Найдем передаточное отношение центральное колесо- триб ходового колеса i4:

Общее передаточное отношение механизма от заводного барабана до триба ходового колеса:

Таким образом полученное передаточное отношение удовлетворяет рекомендуемому диапазону. Переходя к определению чисел зубьев колёс и трибов, отметим, что для наиболее рациональной компоновки механизма нужно, чтобы числа зубьев трибов от центральной оси до ходового колеса уменьшались (находясь в пределах от 6 до 20), а передаточные отношения каждой пары увеличивались. Передаточное отношение i2 можно осуществить двумя парами колес с близкими между собой передаточными отношениями:

Приступаем к определению основных размеров часового механизма.

Определяем модуль зацепления пары барабан- центральный триб m1:

2.2Расчет геометрических параметров двигателя

Определяем радиус расточки барабана:

Размеры пружинного двигателя определяем с помощью предельных значений согласно таблице 2 [2] (будем использовать усредненные значения):

Рис. 2 - Схема к определению основных размеров барабана

Таблица 1.

ОбозначениеРазмерыЗначениеr1.441.392.410.080.330.0960.240.380.570.48f0.048e0.33H2.41.580.079

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. Выступы в дне барабана и крышке предназначены для лучшего направления барабана на валу и для уменьшения перекоса барабана.

2.3Определение диаметров окружностей колес, трибов и модуля зацепления

Определим диаметры окружностей колес и трибов и модуль зацепления зубчатых передач.

Находим межцентровое расстояние первой пары зацепления барабан-центральный триб:

Найдем модуль зацепления второй пары центральное колесо-промежуточный триб:

Найдем межцентровое расстояние второй пары и диаметр окружности впадин центрального триба:

Определим модули зацепления третьей пары промежуточное колесо-секундный триб:

Так как на двух параллельных осях располагаются две пары зацепления: центральное колесо- промежуточный триб, промежуточное колесо- секундный триб, то найденное значение модуля не округляем до стандартного, чтобы не нарушить величину межосевого расстояния.

Находим межцентровое расстояние третьей пары и диаметр окружности впадин промежуточного триба:

Определим модуль зацепления четвертой пары секундное колесо- триб ходового колеса:

Однако для обеспечения не налезания секундного колеса на ось V увеличим значение модуля до значения =0.2 мм

2.4Определение геометрических параметров передачи

Находим основные размеры зубчатых колес и трибов.

Наружные диаметры:

Делительные диаметры:

3.Плоскостная планировка и пространственная компоновка

Приступая к плоскостной планировке, необходимо провести ряд расчетов по определению параметров передач.

Определим положение осей баланса и вилки, а также наружный диаметр баланса и диаметр действующей окружности ходового колеса.

Межосевое расстояние между второй и пятой осью:

Диаметр действующей окружности ходового колеса :

Диаметр внешней окружности баланса

Расстояние между осями ходового колеса и баланса L:

Расстояние между центрами вращения ходового колеса и вилки l:

3.1Расчет механизма завода пружины

Находим размер , определяющий положение заводного триба :

Задаемся величиной модуля , который рекомендуется брать в пределах 0.15÷0.4 мм:

Определяем количество зубьев заводного триба исходя из условия, что наружный диаметр триба должен быть меньше высоты механизма:

Зная ограничение возьмем =15, тогда:

Определяем глубину зацепления заводного триба с заводным колесом и его толщину:

Далее задаваясь числом зубьев барабанного и заводного колес, геометрически (по построениям) определяем положения вала двигателя, который расположен на расстоянии 1 от центральной оси, и оси заводного колеса. Варьируя величинами и , добиваемся оптимального расположения механизма завода пружины.

В итоге, останавливаемся на значениях:

Модули барабанного и заводного колес, равны модулю заводного триба:

А их диаметры:

3.2Расчет стрелочного механизма

Начнем построение стрелочного механизма и механизма перевода стрелок.

В данном механизме стрелочный механизм имеет передаточное отношение 1/12, которое можно получить одним из четырех соотношений, из которых выбираем следующее:

Далее, согласно рекомендации (2) межосевое расстояние А между центральной осью и осью 9 зависит от габаритов и ориентировочно определяется по формуле:

Далее определим модули зацепления и из условия:

Затем определяем диаметры:

3.3Расчет механизма перевода стрелок

Теперь определим межосевое расстояние B между осями 9 и 10, которое берется произвольно, несколько больше межосевого расстояния А, однако возьмем его равным А:

Определим количество зубьев переводного триба :

Определим диаметры переводного триба:

Для определения наружного диаметра переводной муфты необходимо задаться числом торцевых зубьев кулачковой муфты так, чтобы был примерно на 20 % меньше диаметра окружности впадин заводного триба :

Возьмем , и пересчитаем :

Определяем некоторые геометрические размеры, необходимые для построения зацепления переводного триба и кулачковой муфты:

пружина триб стрелочный зубчатый

4.Построение свободного анкерного хода

4.1Построение вилки с ходовым колесом

Рассмотрим универсальную методику построения свободного неравноплечего анкерного хода.

Исходные данные: число зубьев ходового колеса: , угол обхвата , угол подъема вилки Ө1=12, угол подъема баланса Ө2=40-50, угол потерянного пути Ɛn=0, 30, радиус действующей окружности ходового колеса R=2.4 мм.

Для построения полуравноплечего хода влево от лучей Оа и Оа1 откладываем угол ε = ϕп/4, а вправо от этих лучей откладываем угол ϕп-ε = (3/4)·ϕп. 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.

Рис. 3

Для этого изобразим ход в том положении, когда зуб 1 ходового колеса только что вышел из-под плоскости импульса выходной палеты, а зуб 2 отстоит от плоскости покоя входной палеты на угол падения δn.

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 - γn). 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 = λn и угол импульса на зубе ∠ fО1С =λх . Из центра вращения ходового колеса радиусом Rв =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 (δ0) между плоскостями импульса зуба и палеты остается больше нуля. Лишь в конце импульса зуба по выходной палете δ0 = 0.

Переходя к построению плоскости импульса входной палеты, заметим, что внешняя окружность ходового колеса пересекает внутреннюю палетную окружность в точке Е1. От центра О1 через эту точку проводим луч О1е1 и от него вниз откладываем угол подъема вилки θ1. Этот угол ограничен снизу лучом О1f1, пересекающим внутреннюю палетную окружность в точке F1. Луч О1g1, проведенный под углом γn (γn - угол покоя) к лучу О1b1, пересекает внешнюю палетную окружность в точке G1. Отрезок F1G1 представляет собой проекцию плоскости импульса входной палеты на плоскость чертежа.

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: τвх = 14°; τвых = 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 3÷3,5 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 zх 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 = 2÷3° 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=(0,4÷0,5)R; H=0,2R; H1=b2=(0,05÷0,06)R; b3=1,2b2 . В заключение находим расстояние между центрами вращения вилки и баланса (L - l).

4.2Построение вилки с двойной ролькой

Для построения вилки необходимы следующие величины: расстояние между центрами вилки и баланса (L - l); угол подъёма вилки θ1; угол подъема баланса θ2 = 45÷50°; угол предохранения η = (1÷1,5°) и угол потерянного пути εп=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 rb называют действующей длиной вилки. Из точки О2 через те же точки радиусом ru проводим действующую окружность импульсной рольки. Из той же точки проводим окружность предохранительной рольки, радиус которой принимаем rn ≈ (0,6÷0,8)ru .

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=1÷1,5° (при этом необходимо помнить, что полный угловой зазор в копье η′=η+εn должен быть меньше угла покоя γn) 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°÷100°. Из точки В2, находящейся на пересечении окружности предохранительной рольки с лучом О2b2 проводим дугу выемки предохранительной рольки радиусом приближенно равным (0,5÷0,6)d2 .

Рис. 4

Для построения рожков вилки из центра вращения вилки О1 через центр вращения баланса О2 проводим дугу S4S4 и из точек K и Q радиусом rи делаем засечки на этой дуге. Из полученных точек m и n тем же радиусом описываем дугу рожек, длина которых может составлять (0,75÷1,25)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)rb . Через точку пересечения дуги S4S4 с контуром вилки проводим прямую О1t2 и от нее слева под углом εn - 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.

5.Основные узлы, дополнительные устройства и конструктивные элементы

Система баланс- спираль.

Система баланс спираль получила наибольшее применение в механических приборах времени в качестве осциллятора благодаря ряду преимуществ. Система баланс - спираль работает в любом положении к горизонту, и следовательно такие приборы являются переносными.

Конструкция баланса.

Конструкцию баланса применяют в наручных и карманных часах. Узел баланса состоит из баланса, насаженного жестко на ось, двойной рольки с импульсным камнем и тонкой спиральной пружины, внутренний виток которой закреплен в латунной разрезной втулке, называемой колодкой, а наружный виток закреплен в латунном или стальном штифте. По ободу баланса ввинчены винты. Их число должно быть обязательно четное и парное, т.е. расположены они симметрично относительно перекладины.

Устройство градусника.

В наручных и карманных часах регулирование периода колебаний системы баланс- спираль осуществляется обычно изменением рабочей длины спирали. Увеличение рабочей длины спирали увеличивает период колебаний- ход часов замедляется, уменьшение рабочей длины спирали уменьшает период колебаний- ход часов ускоряется. В приборах времени укорочение или удлинение рабочей части спирали происходит за счет специального приспособления, градусника.

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 «-».

Рис. 5

В малогабаритных часах диаметр цапфы оси баланса составляет 0,07…0,1 мм. С уменьшением диаметра цапф уменьшается трение и увеличивается добротность колебательной системы, но цапфы при этом становятся недостаточно прочными. Увеличение сопротивляемости тонких цапф ударной нагрузке в современной практике обычно достигается при помощи податливого крепления камневых подшипников узла баланса. На рисунках 13, 14 представлены две конструкции противоударных устройств оси баланса, получившие наибольшее применение в часовых механизмах.

На рисунке 13 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.

Рис. 6 - Противоударное устройство с фиксированным положением оси баланса

Противоударное устройство с зоной фиксирования положения оси баланса показано на рисунке 14. В нем сквозной 1 и накладной 2 камни смонтированы в одной общей латунной оправе 3. Оправа вместе с камневыми опорами свободно вставляется в коническое углубление накладки 4 и прижимается к ней лирообразной фиксирующей пружиной 5. При радиальном ударе оправа вместе с камневыми опорами, преодолевая усилие фиксирующей пружины, смещается в сторону. При этом удар воспринимается утолщенным участком оси баланса 6 и стенкой отверстия накладки 4. При осевом ударе ось баланса 6, прогибая фиксирующую пружину 5, перемещает оправу 3 вместе с камневыми опорами 1,2 до тех пор, пока не произойдет удар уступа оси баланса о накладку 4. При ударе камневые опоры не смещаются относительно друг друга, что способствует сохранению смазки.

Рис. 7 - Противоударное устройство с зоной фиксированного положением оси баланса

Опоры.

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

К опорам предъявляют следующие требования:

1.Минимальные потери на трении;

2.Стабильность трения во времени;

.Точность направления движения;

.Износостойкость в заданных условиях эксплуатации и ресурса работы;

.Малые габаритные размеры;

.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. Применение камневых опор в часовых механизмах повышает их точность и долговечность благодаря высокой твердости синтетического корунда. В работе применяются опоры типа СЦ, а также противоударное устройство с зоной фиксированного положения оси баланса.

Соединение колес с трибами и осями.

Колесо, запрессованное на уступ триба с неполными зубьями, которые врезаются в колесо. Этим обеспечивается большая надежность соединения и передача значительных крутящих моментов. Недостатком является возможность увеличения радиального биения колеса из-за его эксцентричной посадки при запрессовке.

Соединение колеса с трибом для случаев, когда они располагаются на противоположных концах оси. Применяются в передачах от центральной оси до спускового колеса. Ось триба снабжается уступом, на который запрессовывается колесо, с последующим его расклепыванием для осевой фиксации.

Колеса.

К конструкции колес основной зубчатой передачи предъявляются требования прочности и жесткости при минимальном весе. Уменьшение достигается тем, что колеса основной зубчатой передачи изготавливаются с пятью спицами.

В механизме заводки часов и перевода стрелок, а также в других вспомогательных механизмах применяют зубчатые колеса без спиц.

6. Материалы деталей механизма

При проектировании данного механизма, его детали выполняются из следующих материалов:

У7АВ: трибы, оси, винты, валы, кулачковая муфта, заводной триб.

У10А: платина, мосты, оси баланса и анкерной вилки, анкерное колесо, анкерная вилка, заводная пружина, двойная ролька.

Латунь ЛС63-3: колеса основной зубчатой передачи, баланс, колеса стрелочного механизма.

Латунь ЛС59-1: корпус, циферблат, заводная головка.

Бериллиевая бронза БрБ4: обод баланса.

НХТА: спираль баланса.

СОЛ-Ч: стекло корпуса.

Смазочные материалы:

МПБ-12: для смазки баланса и паллет.

МЗП-3: для смазки зубчатой передачи.

РС-1: для смазки подвижных соединений в механизме заводки и перевода стрелок.

МЧМ-5: для смазки опор осей и трибов.

Заключение

В данной курсовой работе был спроектирован часовой механизм с боковой секундной стрелкой по исходным данным. В устройстве был предусмотрен противоударный механизм, его использование дает возможность избежать выхода из строя часового механизма. Современные материалы имеют очень маленький коэффициент трения, что дает возможность уменьшить затраты энергии.

Список используемой литературы

1.Аксельрод З.М. Теория и проектирование приборов времени. - Л.: Машиностроение, 1969.

2.Румянцев П.О. Проектирование приборов времени: Методическое пособие по дисциплине Проектирование приборов времени. - 4-е изд., стереотип. - Снежинск: СФТИ НИЯУ МИФИ, 2013. - 51 с.

.Румянцев П.О. Конструктивные элементы приборов времени. Методическое пособие по дисциплине Проектирование приборов времени. - 3-е изд., стереотип. - СФТИ НИЯУ МИФИ, 2013. - 48 с.

.Румянцев П.О. Приборы времени: Учебное пособие по дисциплине Проектирование приборов времени. - Снежинск: СФТИ НИЯУ МИФИ, 2014. -29 с.

Приложение А

Основная передача№ ПарыМодуль, ммЧисло зубьев колесЧисло зубьев трибов1102123846Стрелочный механизмМодуль , мм1-я зубчатая пара2-я зубчатая пара0.1303212368Механизм перевода стрелокМодуль , ммТриб Кулачковая муфта 0.1301214Механизм завода пружиныМодуль , ммЗаводной триб Заводное колесо Барабанное колесо 0.2183077

Приложение Б

Действующий радиус ходового колеса __________ R= 2.4 мм,

Угол охвата _________________________________ 2α0=60°,

*Расстояние между центрами вращения

Ходового колеса и вилки ____________________ l=2.79мм,

Угловая ширина палеты _______________________ ϕп= 6°,

Угловая ширина зуба _________________________ ϕх= 4°,

Угол смещения палет _________________________ ε = 1.5 °,

Угол подъема вилки __________________________ θ1= 12 °,

Угол покоя __________________________________ γп=2°0′,

*Угол импульса на выходной палете ____________ λп=5.5 °,

*Угол импульса на зубе _______________________ λк=3°,

*Внешний радиус ходового колеса ______________ Rв=2.3 мм,

Угол притяжки:

Входной палеты ____________________________ τвх=14°,

Выходной палеты __________________________ τвых=10°,

Число зубьев ходового колеса __________________ zx=15,

Угол поднутрения передней грани зуба __________ β=2 °,

Расстояние между центрами вращения

Ходового колеса и баланса ___________________ L=6.15мм,

Угол подъема баланса ________________________ θ2= 40 °,

*Действующая длина вилки____________________ rb= 4.24мм,

*Действующий радиус импульсной рольки _______ rи=1.28 мм,

Радиус предохранительной рольки ______________ rп=1.14 мм,

*Диаметр импульсного камня __________________ d2=0.45 мм,

Угол предохранения __________________________ η= 1 °,