ГОСТ 13765—86

ГОСТ 13765-86 С. 11

у 2GplO~³

^шах _    5,0

Vk ~    4,5

630-0,25

о5,1

=4,5 м/с,

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 F$ отношение ОтахЛ'/г 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 F$ соответствует виток со следующими данными по ГОСТ 13770-86 (позиция 303):

F₃=95,0 Н; d—1,4 мм; D_x—11,5 мм;

<^=36,58 Н/мм; S3=2,597 мм.

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

F 2    80

По формуле (2) вычисляем 0 — 1— у~ =1—д^- =0,16, и находим v ^ и

v_maxl^vk ^с помощью которых определяем принадлежность пружин ко II классу,

1150*0,16 _ _ ,

- ^=о,57 м/с,

35,1

^v max    ^>0

^vk

5,57

=0,8Э<1.

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, I.

По формуле (6) находим жесткость пружины:

F^F 1 с= -

80-20

——- =2    ,0    Н / м м    .

Число рабочих витков пружины определяем по формуле (7):

__и _

36.58

с    2,0

Уточненная жесткость имеет значение: c_v 36,58 п ~    18,5

"-18,29^18,5'

г =^1,977«2,0 М/мм.

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

п₁=ц+п₂=18,5+1 ,5—20.

По формуле (9) определяем средний диаметр пружины:

£>=11 ,5—1,40=10,1 мм.

23

На этом определение размеров пружины и габарита узла (размер h) 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 анализ:

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

F₃=106 Н; d—1,4 мм; 10,5 мм =50,01 Н/мм; Sg=2 ,119 мм .

Находим т₃=1150 Н/мм² и производим расчет в той же последовательности:

80

—0,245 ;

6=1-

г з

106

1150.0,245 _{о гг} , i'fc= -Tjfj- =8,05 м/с

^tiiax _ 8,0

Vk ~~ 6,05

-0,622.

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

Далее в рассмотренном ранее порядке находим:

п=

50,01

2,0

=25,01 »25,0.

Уточненная жесткость

50,01 25, и

и2,0 Н/мм

п_х -25,0+1,5=26,5; Г>=10,5-1,4-9,1 мм;

20

^si= ~2~~0'"" =10 мм;

80 * , s₂= ~x~Q~ мм;

24

ГОСТ 13765-86 С. 13

$з'-= -2др -53 мм;

(26,5+1— 1 ,5)'1,4—36,4 мм;

1₀=~-36,4 +53-89,4 мм;

4-10=79,4 мм;

г_а=89,4—43=49 ,4 мм;

/=2,1+1,4=3,5 мм.

Таким образом, устанавливаем, что применение пружины с более высокой силой F₃ хотя и привело к большему запасу на несоударяемость витков, но оно сопровождается увеличением габарита узла (размер Л) на 15*3 мм. Можно показать, что если был бы выбран виток с большим диаметром, например, D]=16 мм (ГОСТ 13770-86, номер позиции 314), то тогда потребовалось бы расширить узел по диаметру, но при этом соответственно уменьшился бы размер h.

Пример 2.

Пружина сжатия

Дано: Л—ЮО Н; /^г2=250 Н; /г = 100 мм; £i= 154-25 мм; а_П1ах=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 б для пружин III класса от 0,1 до 0,4 (формула 1) находим границы сил Ft:

F -    ^F2    •    ^Fi    -    _₂₇₈ • ₄₁₇ и

^F*~    1—0,1    “    1-0,4    ~    0,9 ~ 0,6 -278-417    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 /3 по формуле (2):

^з=2У4--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=1,4 мм; ^=3,10 ММ; £>_х=17 мм;

с_а=50,93 H/mm; s₃=5,9oO мм .

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

т_а=0,6-2300= 1380 МПа.

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

Ь= 1

^Г 3

1380-0,167

32,4

250

300

=0,167;

=7 м/с;

25

^шах

*>к

10,0

7,0

= 1,43>1.

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

Определение остальных параметров производится по формулам табл. К По формуле 6 находим жесткость:

h

250—100

100

=1,5 Н/мм.

Число рабочих витков пружины вычисляют по формуле (7):

h.

с

50,9

1,5

—33,9^34,0.

Уточненная жесткость имеет значение:

с 50 9 с=    =1    ,49«1,5 Н/мм.

Полное число витков находят по формуле (8):

п^п +1,5=34,0+1,5-35,5.

По формуле (7а) определяют средний диаметр пружины:

D=D_X—d=17—3,10=13,90 мм.

Деформации, длины и шаг пружины находят по формулам в табл. 1 номера которых указаны в скобках:

F _х    ЮО

Si=    —    =    ₁    ' =66,7    ММ;

F₂    250

—    =    у ₅    =166,7    мм;

F,    300

_s    —    ——— =200 мм;

^J    с    1,5

D _ 13,90 ^l’“ d ~    3,10    ~^4,5

/₃=(л₁+1^-0)^₁Л=(35,5+1)-3,10-1 ,021-115 ,5 мм *o=*3+V=l¹⁵.⁵+^200=:315»^{5 мм} /i=/₀_5i=315,5—66,7=248,8 мм /₂=/₀—s₂=315,5—166,7=148,8 мм /^Sg+djA—5,9+3,10-1,021=9,19 мм.

(П)

(12)

(13)

(10а)

(14а)

(15)

(16)

(17)

(18)

Проанализируем пружины, соответствующие трем ближайшим значениям F_3> 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 *>тах/^л ^и» ^в частности, может быть устранено соударение витков, но вместе с этим возрастают габариты по размерам U.

26

ГОСТ 13765-86 С. 15

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 (£>_L«18 мм) даже самая экономная из них потребовала бы длину гнезда /] = 546^мм, т. е. в 2,2 раза больше, чем рассмотренная выше. При этом она была бы в 1*1,5 раза тяжелее и, вследствие малой критической скорости (у * = 0,7 м/с), практически неработоспособной при заданной скорости нагружения Ю м/с.

Пример 3.

Пружина растяжения

Дано: Fi=250 Н; F₂=800 Н; Л=1(К>мм; D^2S~32 мм; jV_F = МО⁵

На основании ГОСТ 13764-86 по величине N_F устанавливаем, что пружина относится ко II классу. По формуле (2) находим силы F₃, соответствующие предельной информации:

F₂ 1—0,05

1—0,10

= 842-т-889 Н.

В интервале сил 842-г-889 Н в ГОСТ 43770-86 для пружин II класса, разряда 1 (номер позиции 494) имеется виток со следующими параметрами:

F₃=850 Н; Z^₄=30 мм; 4,5 мм Cj=242,2 Н/мм; 5₃= 3,510 мм .

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

8Э0—250 100

= 5,5 Н/мм.

Число рабочих витков находим по формуле (7):

£i

с

242 ,2 5,5

«44.

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

27

(Н)

(12)

(13)

(15а)

/₁=/_ofs₁=202,5+45,5=243,0 мм;    (16а)

/₂=/_о-И₂=202 ,5+145,5=348,0 мм;    (17а)

/_a=/₀+s₃=202,5 + 154,5=357,0 мм.    (14ff)

Размер 1₂ с учетом конструкций зацепов определяет длину гнезда для размещения пружины растяжения в узле.

Размер /₃ с учетом конструкций зацепов ограничивает деформацию пружины растяжения при заневоливании.

Жесткость

Трехжильные пружины (угол свивки 24°)

F_x_____ 30000d>k

” ~ %

Н/мм,

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 %,

(Измененная редакция, Изм. № 1).

28

ГОСТ 13765-86 С. 7

Крайний виток пружины сжатия, полностью поджатый, нешлифованный

19

С. 8 ГОСТ 13765-86

Крайний виток пружины сжатия, полностью поджатый, зашлифованный на ³/₄ дуги окружности

Крайний виток пружины

сжатия, поджатый на ³/₄ и зашлифованный на % дуги окружности

Крайний виток пружины сжатия, поджатый на 7г и зашлифованный на V2 дуги окружности

Крайний виток трехжильной пружины сжатия

Черт. 7

(Измененная редакция, Изм. № 1).

20