Методика определения размеров пружин по ГОСТ 13765-86. 1. Исходными величинами для определения размеров пружин являются силы F\ vi Fi, рабочий ход Л, наибольшая скорость перемещения подвижного конца пружины при нафужении или

при разгрузке Vjg > выносливость Nр и

наружный диаметр пружины (пред-

варительный).

Если задана только одна сила F2 , то вместо рабочего хода Л для подсчета берут величину рабочей деформации S2 , соответствующую заданной силе.

2. По величине заданной выносливости Nf предварительно определяют принадлежность пружины к соответствующему классу по табл. 1-

3. По заданной силе Fi и крайним значениям инерционного зазора 5 вычисляют по формуле (2) значение силы F .

4. По значению F, пользуясь табл. 2, предварительно определяют разряд пружины.

5. По табл. 11-17 находят строку, в которой наружный диаметр витка пружины наиболее близок к предварительно заданному

значению /). В этой же строке находят соответствующие значения силы /3 и диаметра проволоки d.

6. Для пружин из закаливаемых марок сталей максимальное касательное напряжение

Тз находят по табл. 2, для пружин из холоднотянутой и термообработанной Х3 вычисляют с учетом значений временного сопротивления Rfji. Для холоднотянутой проволоки Rf определяют из ГОСТ 9389-75, для термообработанной - из ГОСТ 1071-81.

7. По полученным значениям /3 и Т3 , а

также по заданному значению Fj по формулам (5) и (5а) вычисляют критическую скорость и отношение Vjx / > подтверждающее или отрицающее принадлежность пружины к предварительно установленному классу.

При несоблюдении условий vax /

пружины I и П классов относят к последующему классу или повторяют расчеты, изменив исходные условия. Если невозможно изменение исходных условий, работоспособность обеспечивается комплектом запасных пружин.

8. По окончательно установленному классу и разряду в соответствующей таблице на параметры витков пружин, помимо ранее

найденных величин F, Di и d, находят величины С и 53 , после чего остальные размеры пружины и габариты узла вычисляют по формулам (6)-(25).

Примеры определения размеров пружин и формулы для проверочных расчетов жесткости и напряжений

Пример 1. Пружина сжатия. Дано. 1 = 20 И; F2 = 80Н; Л = 30мм; D\ = 1(к12мм;

W =5 м/с; Мр> \ - 107.

Пользуясь табл. 1, убеждаемся, что при заданной выносливости пружину следует отнести к классу I.

По формуле (2), пользуясь интервалом значений 5 от 0,05 до 0,25 (формула (1)],

находим граничные значения силы F3, а именно:

1 - 0,05 1 - 0,25

= 84 107 И

В интервале от 84 до 107 Н (ГОСТ 13766--86) пружин класса I, разряда I имеются сле-

дующие силы 3 ; 85; 90; 95; 100 и 106 Н (табл. П).

Исходя из заданных размеров диаметра и стремления обеспечить наибольшую критическую скорость, останавливаемся на витке со следующими данными (номер позиции 355): F3 = 106 Н; = 1,80 мм; = 12 мм;

q =97,05 Н/мм; 5 = 1,092 мм.

Учитывая, что для пружин класса I норма напряжений 13 =0,3/? (см. табл. 2), находим, что для найденного диаметра проволоки из углеродистой холоднотянутой стали расчетное напряжение 13 0,3 2100 =

= 630 Н/мм2.

Принаолежность к классу I проверяем путем определения отношения Vj / . дтя чего предварительно определяем критическую скорость по формуле (5) при 5 = 0,25:

26р -10

630-0.25 35,1

= 4,5 м/с;

5 4,5

= l.ll > 1 .

Подученная величина свидетельствует о наличии соударения витков в данной пр>жи-не, и, следовательно, требуемая выносливость \(ожет быть не обеспечена. Легко убедиться, что при Меньших значениях силы /3 отношение Vjaj; / v, будет еще больше отличаться

от единицы и указывать на еще большую интенсивность соударения витков.

Используем пружины класса П. Заданному наружному диаметру и найденным выше силам /3 соответствует виток со следующими данными по ГОСТ 13770-86 (позиция 303):

F3 -95.0 Н; 0-1,4 мм; Z), =11,5 мм;

Су 36.58 Н/мм: s- = 2,597 мм (табл. 14).

Учитывая норму напряжений для пружин класса 11 Т3 =0,5/?, находим Т3 =

= 0.5-2300 =1150 H/mmI По фор.муде (2)

вычисляем 5 = 1- = 1 - - = 0,16 и нахо-

F2 95

ДИМ и \ух / помощью которых

опреде.тяем принадлежность пружин ко 11

классу; .

1150 0.16

35.1

= 5.57 м/с

I 5 0

\тах .о,89<1.

5,57

Полу-ченная величина указывает на отсутствие соударения витков, и, следовательно, выбранная пружина удовлетворяет заданным условиям, но так как пружины к-засса II относятся к разряду ограниченной выносливости, то следует учитывать комплектацию машины запасными пру-жинами с учетом опытных данных.

Определение остальных размеров производим по формулам табл. 10,

По формуле (6) находим жесткость ipy-жины

F2 - F 80-20 с = = = 2,0 Н/мм.

Число рабочих витков пружины определя ем по формуле (7):

36,58

- - = - = 18,29=18,5. с 2,0

Уточненная жесткость и.меет значение С 36,58

п 18,5

= 1,977 2,0 Н/мм.

При полутора нерабочие витках полно( число витков находим по формуле (8):

= п + П2 = 18,5 + 1,5 = 20,

По формуле (9) определяем средний диаметр пружиньг

Z) = 11,5 - 1,40 = 10,1 мм.

Деформации, длины и шаг пружины вычисляем по формулам [(11)-(18)]:

/ = 3 + = 2,6+ 1.40 = 4.0 мм.

На этом определение размеров пружины и габарита узла (размер /[) заканчивается.

Следует отметить, что некоторое увеличение выносливости может быть достигнуто при использовании пружины с большей величиной силы F3. чем найденная в настоящем примере. С целью выяснения габаритов, занимаемых такой пружиной, проделаем добавочный анатиз;

остановп\1си. например, на вигке со сле-.1УН)1пими данными по ГОСТ 13770-86

iii-jryivrinoi

(позиция 313): F3 = 106 Н; = 1,4 мм;

Di = 10 5мм; Cj =50,01 Н/мм; S3 =2.119мм.

Находим Тз = 1150 Н/мм и производим расчет в той же последовательности:

5.1 4 = 1-Д = 0,245;

1150 0.245 ... . Vk =--= 8,05 м/с,

V 5 0

- = - = 0,622. 8,05

Очевидно, что у этой пружины создается большой запас на несоударяемость витков.

Далее в рассмотренном ранее порядке находим

п = = 25,01 25,0 .

50.01

Уточненная жесткость с = -- к

25,0

2,0 Н/мм;

Л1 = 25,0 + 1,5 = 26,5 ;

D = 10,5-1.4 =9,1 мм; 20

1 = - = 10 мм; 2,0

s-y = - = 40 мм; 2,0

s-i =-= 53 мм;

2,0

/3 =(26,5 + 1-1.5)1.4 = 36,4 мм;

/о = 36,4 + 53 = 89,4 мм;

/, = 89,4- 10 = 79,4 мм,

/2 = 89.4 - 40 = 49,4 мм, Г = 2,1 + 1,4 = 3,5 мм.

Таким образом, устанавливаем, что применение пружины с более высокой силой хотя и привело к большему запасу на несоударяемость витков, но оно сопровождается увеличением габарита узла (размер /j) на 15,3 мм. Можно показать, что если выбрать

виток с большим диаметром, например Д =

= 16 мм (ГОСТ 13770-86, номер позиции 314), то тогда потребуется расширить узел по диаметру, но при этом соответственно уменьшится размер 1\ .

Пример 2. Пружина сжатия. Дано: F, = 100 Н; 2 = 250 Н; Л = 100 мм; /) =

= 15 . . 25 мм; Vjax = 10 м/с-.

Независимо от заданной выносливости на основании формулы (5) можно убедиться, что при значениях 5, меньших 0,25 [формула (1)1. все одножильные пружины, нагружаемые со скоростью Vjjax более 9,4 м/с, относятся к HI классу.

По формуле (2) с учетом диапазона значений 5 для пружин класса 1П от 0,1 до 0,4 [формула (1)1 находим границы сил F3;

2

1 - ОД 1 - 0.4 250 250

0,9 0,6

= 278,..417 Н.

Верхние значения силы F3, как видно из табл. 2 ГОСТ 13764-86, не могут бьпъ получены из числа одножильных конструкций, поэтому, учитывая коэффициенты 5 = = 0,15 + 0,40 [формула (1)] для трехжильных

пружин, устанавливаем новые пределы F3, по формуле (2):

F3 = 294-417 Н.

Для указанного интервала в ГОСТ 13774--86 имеются витки со следующими силами F3.: 300; 315; 335; 375 и 400 (табл. 16а).

Исходя из заданных размеров диаметра и наименьших габаритов узла, предварительно останавливаемся на витке со следующими

данными (номер позиции 252): F3 = 300 Н;

d = 1.4 мм; 1 = 3,10 ; = 17 мм; q =

= 50,93 Н/мм; = 5,900 мм.

Согласно ГОСТ 13764-86 для пружин

класса 1П Х3 = 0.6Л; . Используя ТОСТ 9389-

-75, определяем напряжение для найденного диаметра проволоки

Хз = 0.6-2300 = 1380 МПа.

Принадлежность к классу проверяем путем определения величины отношения тах / предварительно находим

S и критическую скорость по формулам (1), (2) и (5а):