---

Дополнительные пояснения и примеры определения размеров пружин приведены в приложениях 1—3 к ГОСТ 13764—86 и в при­ложении к ГОСТ 13765—86.

Примечание. При проверочных расчетах установленные табл. 2 в ГОСТ 13764—86 нормативы допускаемых максимальных напряжений пружин т₃ долж­ны совпадать с расчетными в пределах ±10 %.

ПРИЛОЖЕНИЕ

Справочное

ПРИМЕРЫ ОПРЕДЕЛЕНИЯ РАЗМЕРОВ ПРУЖИН

Пример 1.

Пружина сжатия

Дано: fi = 20H; Гг=80Н; Л=30 мм; £[=10—12 мм; v_max=5 м/с; A_f>1-10⁷ Пользуясь ГОСТ 13764—86, убеждаемся, что при заданной выносливости пружину следует отнести к 1 классу.

По формуле (2), пользуясь интервалом значений б от 0,05 до 0,25 (фор­мула 1), находим граничные значения силы F₃, а именно:

^⁸¹^^107н-

В интервале от 84 до 107 Н в ГОСТ 13766—86 пружин I класса, разряда 1 имеются следующие силы F₃: 85; 90; 95; 100 и 106 Н.

Исходя из заданных размеров диаметра и стремления обеспечить наиболь­шую критическую скорость, останавливаемся на витке со следующими данными (номер позиции 355):

F₃=106 Н; d=l,80 мм; Е>! = 12 мм;

с₁=97,05 Н/мм; 5з=1,092 мм.

Учитывая, что для пружин I класса норма напряжений 13=0,3 R _т (ГОСТ 13764—86), находим, что для найденного диаметра проволоки из углеродистой холоднотянутой стали расчетное напряжение Тз^О,3-2100 = 630 Н/мм².

Принадлежность к I классу проверяем путем определения отношения ^тах/^А. Для чего предварительно определяем критическую скорость по формуле (5) при 6=0,25.

t)_K=

630-0,25

—H-j =4,5 м/с,

у 2бр10^—3

^шах 5,0

—— = =1,11>1.

Vk 4,5

Полученная величина свидетельствует о наличии соударения витков в дан­ной пружине и, следовательно, требуемая выносливость может быть не обеспе­чена. Легко убедиться, что при меньших значениях силы F₃ отношение Vmax^k будет еще больше отличаться от единицы и указывать на еще большую ин­тенсивность соударения витков.

Используем пружины II класса. Заданному наружному диаметру и най­денным выше силам F₃ соответствует виток со следующими данными по ГОСТ 13770—86 (позиция 303):

/⁷₃=95,0 Н; d=l ,4 мм; D_r-=11 ,5 мм;

с_х=36,58 Н/мм; Sj=2,597 мм.

Учитывая норму напряжений для пружин II класса т³ = 0,5 R_m находим Тз=0,5-2300= 1150 Н/мм².

F₂ 80

По формуле (2) вычисляем д.1— ~р~ =1—gg- =0,16, и находим о* и »_тах/^й с помощью которых определяем принадлежность пружин ко II классу.

1150-0,16

^= =5,57 м/с,

Полученная величина указывает на отсутствие соударения витков и, сле­довательно, выбранная пружина удовлетворяет заданным условиям, но так как пружины II класса относятся к разряду ограниченной выносливости, то следует учитывать комплектацию машины запасными пружинами с учетом опытных дан­ных.

Определение остальных размеров производим по формулам табл. 1.

По формуле (6) находим жесткость пружины:

Число рабочих витков пружины определяем по формуле (7): с, 36,58

п= — = —— =18,29^18,5-

Уточненная жесткость имеет значение:

При полутора нерабочих витков полное число витков находим по фор­муле (8):

n₁=n-J-n₂=18,5-|-l ,5=20.

По формуле (9) определяем средний диаметр пружины;

D=11 ,5—1,49 = 10,1 мм.

Деформации, длиньци шаг пружины вычисляем по формулам, номера ко­торых указаны в скобках:

/=s'+d=2,6+l ,40=4,0 мм (18)

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

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

остановимся, например, на витке со следующими данными по ГОСТ 13770—86 (позиция 313).

F₃=106 Н; d=l ,4 мм; D_t=10,5 мм

с_г—50,01 Н/мм; «3=2,119 мм.

Н

же последовательности:

аходим тз= 1150 Н/мм² и производим расчет в той

£,, 80

6=1— +- = 1 —■ =0,245 ;

г₃ 106 ’ ’

1150-0,245

——77—; =8,05 м/с

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

Далее в рассмотренном ранее порядке находим:

50,01

п= ₂ • =25,01^25,0.

,, 50,01

Уточненная жесткость с= _и ' ~2,0 Н/мм

_П1 =25,0-|-1,5=26,5;

£>=10,5 — 1,4=9,1 мм;

20

5_Х= — =10 мм;

⁸⁰

s₂= ~2~q— = 40 мм;

' ⁵з= 1Ґ0— ⁼53 ^мм;

/₃=(26,5+1—1,5)-1,4=36,4 мм;

/₀ =36,44-53=89,4 мм;

1₁=8Э,4—10=79,4 мм;

/_г=89,4—40=49,4 мм;

/=2,14-1,4=3,5 мм.

Таким образом, устанавливаем, что применение пружины с более высокой силой F₂ хотя и привело к большему запасу на несоударяемость витков, но оно сопровождается увеличением габарита узла (размер /і) на 15,3 мм. Можно по­казать, что если был бы выбран виток с большим диаметром, например, £>і=16 мм (ГОСТ 13770—86, номер позиции 314), то тогда потребовалось бы расширить узел по диаметру, но при этом соответственно уменьшился бы раз­мер /і.

Пример 2.

Пружина сжатия

Дано: /•'1=100 Н; F₂=250 Н; h= 100 мм; £>1=154-25 мм; о_тах=Ю м/с.

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

По формуле (2) с учетом диапазона значений 6 для пружин III класса от 0,1 до 0,4 (формула 1) находим границы сил F₃;

F₂F₂ 250 250

-Т=оД- = -Т^ўТ- = "оу = ТМГ" =2784-417 Н.

Верхние значения силы F₃, как видно из табл. 2 ГОСТ 13764—86 не могут быть получены из числа одножильных конструкций, поэтому, учитывая коэф­фициенты 6 = 0,154-0,40 (формула 1) для трехжильных пружин, устанавливаем новые пределы F₃ по формуле (2):

F₃=2944-417 Н.

Для указанного интервала в ГОСТ 13774—86 имеются витки со следующими силами F₃: 300; 315; 335; 375 и 400.

Исходя из заданных размеров диаметра и наименьших габаритов узла, пред­варительно останавливаемся на витке со следующими данными (номер позиции 252):

/■3=300 Н; d=l ,4 мм; d₁=3,10 мм; мм;

^=50,93 Н/мм; s₃=5,900 мм .

Согласно ГОСТ 13764—86 для пружин III класса т₃ = 0,6 R_m. Используя ГОСТ 9389—75 определяем напряжение для найденного диаметра проволоки;

т₃=0,6-2300=1380 МПа.

Принадлежность к классу проверяем путем определения величины отношения Vmnni'vk, для чего предварительно находим 6 и критическую скорость по фор­мулам (1), (2) и (5а):

F₂ 250

_ї=1_ _=0>167;

1380-0,167

^t'^A= 32,4 ^{=7 М}^^С;

= 1,43>1.

10,0

7,0

Vk

Полученное неравенство свидетельствует о наличии соударения витков и о принадлежности пружины к III классу.

Определение остальных параметров производится по формулам табл. 1.

По формуле 6 находим жесткость:

250—100

~юо— ⁼⁾ >^{5 н}/мм

F^-F ^с~ —Г

Число рабочих витков пружины вычисляют по формуле (7):

Уточненная жесткость имеет значение: с, 50,9 с= =1,49^1,5 Н/мм.

Полное число витков находят по формуле (8): _П1=п+1,5 =34,0+1,5 =35,5.

По формуле (7а) определяют средний диаметр пружины: 0=0!—d=17—3,10=13,90 мм.

Деформации, длины и шаг пружины находят по формулам в табл. К номера которых указаны в скобках:

Проанализируем пружины, соответствующие трем ближайшим значениям Fs, взятым из ГОСТ 13774—86, на пружины III класса, разряда 1, для рассмот­ренного случая.

Вычисления, проделанные в аналогичном порядке, показывают, что для трех соседних сил F₃ образуется шесть размеров пружин, удовлетворяющих требова­ниям по величине наружного диаметра.

Сведения о таких пружинах помещены в таблице.

Из данных таблицы следует, что с возрастанием F₃ уменьшается отношение Vmax/^* ^и> в частности, может быть устранено соударение витков, но вместе с этим возрастают габариты по размерам Ц.

С возрастанием диаметров пружин габариты по размерам Ц, уменьшаются, однако существенно возрастают объемы пространств, занимаемые пружинами.

Следует отметить, что если бы для рассматриваемого примера, в соответст­вии с требованиями распространенных классификаций, была бы выбрана пружи­на I класса, то при одинаковом диаметре гнезда [Dtiv 18 мм) даже самая эко­номная из них потребовала бы длину гнезда /₁ = 546_<_мм, т. е. в 2,2 раза больше, чем рассмотренная выше. При этом она была бы в 11,5 раза тяжелее и, вследст­вие малой критической скорости (о *=0,7 м/с), практически неработоспособной при заданной скорости нагружения 1,0 м/с.

Пример 3.

Пружина растяжения

Дано: F_t— 250 Н; Г₂=800 Н; h= 100 мм; £>[ = 284-32 мм; N р = 1-Ю⁵

На основании ГОСТ 13764—86 по величине N _F устанавливаем, что пружина относится ко II классу. По формуле (2) находим силы F-з, соответствующие предельной информации:

„ Гг ■

^f3= Т=оЖ - талГ = 8424-889 Н.

В интервале сил 8424-889 Н в ГОСТ '13770—86 для пружин II класса, раз­ряда 1 (номер позиции 494) имеется виток со следующими параметрами:

£5=850 Н; D₁₌30 мм; d=4,5 мм

с₁=242,2 Н/мм; «з=3,510 мм .

По заданным параметрам с помощью формулы (4) определяем жесткость иружины:

F*-F_x 890—250

с= = ідо =5,5 Н/мм.

Число рабочих витков находим по формуле (7):

Деформации и длины пружины вычисляют по формулам, номера которых указаны в скобках:

Размер /₂^с учетом конструкций зацепов определяет длину гнезда для раз­мещения пружины растяжения в узле.

Размер /₃ с учетом конструкций зацепов ограничивает деформацию пружи- ' ны растяжения при заневоливании.

Трехжильные пружины (угол свивки 24°)

F

Жесткость

, F. F₃ ЗООООгі¹^
^с= ^Н/мм’

_r 0,445i

где P=arctg —-р ,

D

Где 1= .

F_si

Напряжение т₃=1,82 ——MI la.

Полученные значения жесткости должны совпадать с вычисленными вели­чинами по формуле (6).

Полученные значения с напряжений должны совпадать с указанными в ГОСТ 13764—86 для соответствующих разрядов с отклонениями не более ±10 %.