Роганов Л.Л., Карнаух С.Г. Расчет пружин, рессор и пружинных амортизаторов

Подождите немного. Документ загружается.

32 81

При проектуванні витих пружин із прямокутними витками необхідно

враховувати, що, внаслідок розширення внутрішньої сторони і звуження

зовнішньої при навиванні, прямокутний перетин перетворюється в

трапеціїдальний. Тому необхідно або змінити перетин заготовки (надавши

йому форму "оберненої" трапеції), або збільшити міжвитковий зазор.

Для кращого опирання кінці заготовок підрізають або відтягають, а

торці пружин шліфують, залишаючи висоту цих кінців, рівну чверті висоти

поперечного перетину витка.

У тих випадках коли вага пружини є принциповим чинником, її

доцільно навивати з тонкостінної трубки, тому що при рівних умовах

полярний момент опору кільцевого поперечного перетину значно вище

полярного моменту опору кола.

Останнім часом знаходять застосування багатожильні пружини,

призначені, в основному, для сприйняття стискальних навантажень або

моментів кручення. Перевагами багатожильних пружин є: полога ("м'яка")

характеристика, що дозволяє одержати великий хід при відносно малому

числі витків; підвищена міцність внаслідок сукупної роботи декількох жил

малого діаметра, що мають більш високі механічні властивості, ніж жили

великого діаметра; спроможність швидко поглинати (демпфірувати)

механічні коливання. Останньою обставиною пояснюється й істотний недолік

цих пружин - їх відносно мала довговічність (порядку 5

10∗ циклів)

внаслідок взаємного стирання жил.

5.4 Особливості розрахунку складових пружин

Концентрична установка пружини (рис. 5.3) застосовується з

двоякою метою [4]:

• для збільшення податливості системи (при заданому

навантаженні

F і заданих радіальних габаритах);

• для збільшення навантажувальної здатності системи.

Вигідно, щоб максимальні напруження в концентричних пружинах

були однаковими і щоб пружини мали однаковий робочий хід.

Остання умова призводить до співвідношення

dndndn === ...

2211

, (5.32)

де

n - число витків пружини;

d - діаметр дротів пружини;

z - число концентричних пружин.

Ця умова виконується при рівності індексів пружин:

iii === ...

. (5.26)

Визначимо деякі з них:

а) гумометалеві пружні елементи працюють при відносних

деформаціях стиску до

%50 і тому використання закону Гука дає результати

в першому наближенні;

б) пружні властивості гумометалевих елементів суттєво залежать від

форми гумового елемента та конструкції металевої арматури, його кріплення

до арматури і можливості вільної формозміни гуми;

в) нелінійна жорсткість гумометалевих елементів залежить від

швидкості деформації при коливаннях і повинна розраховуватись не за

статичним модулем пружності

, а за динамічним -

. Відношення

змінюється залежно від твердості гуми, частоти та амплітуди

коливань;

г) довговічність гумометалевих пружних елементів суттєво залежить

від форми поверхні кріплення гуми до металу та форми самої гумової деталі,

які слід вибирати залежно від виду деформації.

Розмір сили, що розвивається буфером, розраховують за формулою:

СТ

, (13.1)

де

СТ

- напруження стиску, визначені з діаграм для гуми твердістю

50, 60 і поліуретана СКУ-7Л (рис. 13.2, 13.3, 13.4);

A - площа контактної поверхні.

При використанні гумових і поліуретанових пружин у якості

з'ємників або виштовхувачів необхідно враховувати, що сила оберненого

ходу менше сили навантаження при тій же деформації за висотою приблизно

на 0.25

F .

Елементами, що амортизують, у буферах є гумові і поліуретанові

пружини. Технічну гуму виготовляють з межою міцності

МПа

10≥

та

модулем пружності при зсуві

МПаG )8.07.0( −= . Твердість гуми складає 50-70

одиниць, поліуретана - 76-86 одиниць за Шором. Поліуретан застосовують

марки СКУ - 7Л за ТУ 84-404-73, гуму маслобензостійку.

Гумові буфера за нормаллю МН 4957-63 передбачені з найбільшим

робочим зусиллям від 1250 до 17600 Н.

У табл. 13.1 наведені розрахункові схеми та формули для

наближеного визначення напружень та деформацій щодо деяких

гумометалевих пружних елементів.

Допустимі напруження для гуми беруть: при статичних деформаціях

стиску -

[]

МПа

СТ

)0.25.1( −=

і зсуву -

[]

;)5.02.0( МПа

Зс

−=

при динамічних

деформаціях - відповідно

[]

МПа

СТ

)5.10.1( −=

[]

МПа

ЗС

)2.01.0( −=

Характеристика деяких стандартних буферів наведена у табл. 13.2.

30 83

5 Потрібно підібрати пружину для робочого навантаження

HF 400=

при напруженні кручення

МПа

400=

. Діаметр пружини ммD 40= . Осадка

пружини повинна бути 20 мм.

Розв' язання. Проводячи горизонталь через точку

HF 400= при

напрузі

МПа

400=

(ліва колонка) до перетинання з кривою навантаження

для

ммD 40= (сітка жирних ліній), одержуємо ммd 5= .

Проводячи горизонталь через точку перетинання ординати

ммd 5= з

кривою прогину для

ммD 40= (сітка тонких ліній) до перетинання з

ординатою

МПа

400=

в лівій колонці, знаходимо, що прогин одного витка

ммs 4

. Отже, пружина повинна мати 5 робочих витків.

Деякі співвідношення та рекомендації щодо проведення

розрахунку циліндричних пружин стиску та розтягу:

1 Для запобігання втрати стійкості пружин стиску треба вибирати

відношення

3)(

≤− dDl

. Якщо пружину направляти у стакані чи на

стержні, то це відношення можна збільшити до п'яти. Величину зазору

z між

пружиною та спрямовуючою деталлю вибирають із табл. 5.3.

Таблиця 5.3 – Величина зазору між пружиною та

спрямовуючою деталлю

dD −

до 10 10-18 18-30 30-50 50-80 80-120 120-150

1 2 3 4 5 6 7

2 Крок t пружини стиску у вільному стані у загальному випадку

вибирають у межах

()

DD −

3 Число робочих витків

n повинно бути більше 2.5.

4 Кут підйому витків

96 −=

°.

5.3 Особливості розрахунку і конструювання пружин з

іншими формами поперечного перетину витків

Жорсткі пружини, габарити яких за конструктивними міркуваннями

обмежені, доцільно навивати з дротів прямокутного (зокрема, квадратного)

поперечного перетину.

Такі пружини частіше усього застосовуються як натискні [3,4].

Формули для розрахунку цих пружин наведені в табл. 5.4, а допоміжні

коефіцієнти

і k , що залежать від відношення

≥tb

1 - у табл. 5.5, де через

b та t позначені довжини відповідно більшої і меншої сторін. Пружини

цього типу характеризуються несиметричним розподілом дотичних

напружень, причому максимальні напруження виникають у більшості

випадків вздовж середнього волокна внутрішньої сторони. Ця обставина

Рисунок 13.3 – Діаграма для визначення напружень стиску гуми

твердістю 60

28 85

На рис. 5.2 наведена діаграма (синоптична) для розрахунку

спіральних пружин із дротом круглого перетину. За віссю абсцис відкладені

діаметри

d дроту. Сітка жирних ліній зображує для різноманітних значень

середнього діаметра

D пружини сили, що розвиваються пружиною. Значення

сил показані похилими прямими в лівій колонці діаграми в залежності від

напружень кручення

, МПа [4].

Рисунок 5.2 – Діаграма для розрахунку пружин

Сітка тонких ліній зображує для різноманітних значень середнього

діаметра

D пружини деформацію одного витка

s (у мм) в залежності від

напруження кручення

, МПа. Деформація визначається в лівій колонці за

тими ж прямими , що і сили.

При складанні діаграми прийнято

МПаG

108∗= .

Розглянемо декілька прикладів.

1 Потрібно визначити напруження в пружині діаметром

ммD 30= із

ммd 5.2= , навантаженої силою НF 100= .

Продовження таблиці 13.1

1 2 3

зс

(

)

GhD

dDT

−

СТ

()

dDGh

dDF

−

Таблиця 13.2 –Технічна характеристика стандартних буферів

Найменший типорозмір

буфера

Найбільший типорозмір буфера

Габаритні

розміри

Габарит-

ні

розміри

Тип

буфера

Діаметр, мм

Висота, мм

Максимальна сила, Н

Максимальний хід, мм

Діаметр провального отвору,

мм

Діаметр, мм

Висота, мм

Максимальна сила, Н

Максимальний хід, мм

Діаметр провального отвору,

мм

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11

Буфер із

гумових

пружин

48 200 1270 16 - 195 640 4180 63 -

26 87

Продовження таблиці 5.2

1 2

Максимальна деформація (при

дотику витків стиску або при

випробуванні пружини розтягу)

, мм

cFs

(5.15)

Довжина пружини при

максимальній деформації

мм

,)1(

313

dnnl −+=

(5.16,а)

де

— число шліфованих витків.

Для трижильних пружин

∆+=

)1( dnl

(5.16,б)

Для пружин розтягу з зчепами

sll += (5.16,в)

Довжина пружини у вільному

стані

, мм

330

sll +=

(5.17,а)

Довжина пружини розтягу без

зчепів у вільному стані

l , мм

dnl )1(

+= (5.17,б)

Довжина пружини при

попередній деформації

(визначає габарити вузла

пружини стиску), мм

101

sll −=

(5.18,а)

Для пружин розтягу

101

sll +=

(5.18,б)

Довжина пружини при робочій

деформації

, мм

202

sll −=

(5.19,а)

Для пружин розтягу

202

sll +=

(5.19,б)

Крок пружини у вільному стані

t , мм

dst +=

(5.20,а)

Для трижильних пружин

∆+=

dst

(5.20,б)

Для пружин розтягу

dt = (5.20,в)

Напруження у пружині при

попередній деформації

, МПа

ττ

= (5.21)

Напруження у пружині при

робочій деформації

, МПа

ττ

= (5.22)

Рисунок 13.5 – Штамп з диференційованим затиском прокату

Їй відповідає відносна деформація стиску

%29%100)

100

25100

(%100)(

≅

−

= Ln

При цьому робоча деформація пружини не перевищує 30% висоти

пружини у вільному стані.

3 Визначаємо силу попереднього стиску буфера

АF

СТ

H108102402145.0 ≅∗= ,

де

МПа

СТ

45.0=

вибираємо за графіком

)(

εσ

СТ

(див. рис. 13.1),

відповідно до

%5.10

і 5.1

−

HF 108102402145.0

≅∗=

Оскільки

HF 10000

〉

- розміри гумового буфера обрані правильно.

4 З огляду на те, що

%29

≅

і 5.1

−

відповідає

МПа

СТ

74.1=

сила робочої деформації пружини дорівнює:

HF 410762402174.1

=∗=

24 89

Продовження таблиці 5.2

1 2

Зовнішній діаметр пружини

, мм

Призначається заздалегідь з урахуванням

конструкції вузла. Уточнюється за

табл. А. 1, А. 2

Відносний інерційний зазор

пружини стиску. Для пружини

озтягу служить обмеженням

максимальної деформації

1 FF−=

(5.2)

Для пружин стиску I і II класів

)25.005.0( −=

для пружин розтягу

)10.005.0( −=

для одножильних пружин

III класу

)4.01.0( −=

для трижильних

пружин III класу

)40.015.0( −=

Сила пружини при

максимальній деформації

, Н

−

(5.3)

Уточнюється за табл. А. 1, А. 2

Сила попереднього

навантаження (при навиванні із

холоднотягнутого та термооб-

робленого дроту)

, Н

)25.01.0( FF −=

(5.4)

Діаметр дроту d , мм

Діаметр трижильного тросу

мм

Жорсткість одного витка

Н/мм

Вибирають за табл. ГОСТ 13764 – 86 –

13776 – 86

Максимальна деформація

одного витка

s , мм

Якщо

, вибирається

а та бл.

ГОСТ 13764 – 86 – ГОСТ 13776 – 86

Якщо

〉F

)(

−

(5.5)

Максимальне напруження

кручення (з урахуванням

кривизни витка)

, МПа

Визначають за табл. ГОСТ 13765-86

При перевірці

= (5.6,а)

Для трижильних пружин

82.1

(5.6,б)

При виборі типорозмірів пневматичного буфера силу, яка може бути

утворена буфером, приймають рівної (0.2 - 0.3) від номінального зусилля

преса.

Сила, що розвивається пневматичною подушкою (буфером)

розраховується за формулою:

ApF =

, (14.1)

де

p - тиск повітря, МПа;

A - площа поршня, мм

На рис. 14.2 наведена схема приєднання пневматичного буфера до

мережі стиснутого повітря тиском 0.5 МПа.

1 - циліндр буфера; 2 - ресивер; 3 – запобіжний клапан; 4 - зворотний

клапан; 5 - редукційний клапан; 6 - фільтр; 7 - вентиль мережі

Рисунок 14.2 - Схема приєднання пневматичного буфера до мережі

стиснутого повітря

Стиснуте повітря з мережі проходить вентиль 7, фільтр 6,

редукційний клапан 5, зворотний клапан 4 і надходить у резервуар (ресивер)

2, який з'єднаний із циліндром пневматичної подушки. При робочому ході

преса і поршнів пневматичної подушки стиснуте повітря видавлюється з

подушки в ресивер. Тиск повітря в останньому відповідно збільшується.

Редукційний клапан служить для регулювання і підтримки на постійному

рівні тиску повітря в подушці і ресивері.

При модернізації обладнання в серійному виробництві виникає

необхідність зберегти універсальність преса. З цією метою дуже зручно

застосувати відкидний пневматичний буфер, схема якого наведена на

рис. 14.3. Цей буфер установлений на шарнірній плиті, легко відкидається

вниз при відгвинчуванні двох тяг.

22 91

напружень і властивостей дроту забезпечують необмежену стійкість

статичних пружин при залишкових деформаціях не більше 15 % від розміру

максимальної деформації

. Допустимі залишкові деформації статичних

пружин регламентуються координацією сил пружини при робочій деформації

на силових діаграмах, причому збільшення різниці

FF −

сприяє зменшенню

залишкових деформацій.

Технологічні засоби регулювання витривалості і стійкості пружин

визначаються документацією за технічними вимогами.

5.2 Методика розрахунку пружин стиску - розтягу

Методика розрахунку пружин стиску - розтягу представлена у

табл. 5.2 (розрахункова схема рис. 5.1).

Рисунок 5. 1 - Пружина розтягу, лист 1

Преси великих зусиль звичайно комплектують гідропневматичними

подушками (рис. 14.5), тому що пневматичні подушки в цьому випадку

досягають величезних розмірів. Робоча рідина - масло із резервуара 1 через

трубу 9 та клапан 4 наповняє циліндр 3. При робочому ході верхня плита

подушки з поршнем 2 давить на робочу рідину, яка віджимає шток 5, що

закриває клапан 4. Повернення всієї системи у вихідне положення

провадиться за допомогою соленоїда 6, який керує золотником 8, що подає

стиснуте повітря над поршнем 7.

При вирубуванні великих деталей штампами сполученої дії притиски

і скидачі мають дуже малий хід (від 1 до 3 мм). Тому підвісні пневматичні

подушки тут не знаходять застосування. Звичайно в цьому випадку

застосовують пружини. Але при великих габаритах штампів потрібна велика

кількість пружин, причому важко домогтися однакового їхнього натягу. У

таких випадках рекомендується використовувати плоский пневматичний

буфер, який успішно використовується на електромеханічних заводах.

Рисунок 14.5 - Гідропневматична подушка преса великого зусилля

20 93

5 РОЗРАХУНОК ГВИНТОВИХ ЦИЛІНДРИЧНИХ ПРУЖИН РОЗТЯГУ

ТА СТ ИСКУ З ВИТКАМИ КРУГЛОГО ПЕРЕРІЗУ

5.1 Витривалість і стійкість пружин

Широко поширені виті циліндричні пружини стиску і розтягу, які

діляться на класи (I, II, III), види та розряди (1, 2, 3) (табл. 5.1). Клас

визначається витривалістю в циклах: клас I -

101∗ , клас II -

101∗ і клас III -

102∗ циклів. Пружини, що навантажені статичними силами, відносяться до

класу II; передбачені ГОСТ 13770 - 86, 13771-86 і 13772-86 обмеження щодо

максимальних дотичних напружень при крученні і властивостей дроту

забезпечують втомну міцність таких пружин при залишкових деформаціях не

більш 15% розміру максимальної пружної деформації. Розряди визначаються

за точністю дотримання передбачених сил і пружних переміщень пружини,

що залежить від марки стали, параметрів витків і т.д. (ГОСТ 13766 - 86,

13767-86 та ін.). Розрізняють пружини одножильні з дроту круглого або

прямокутного перетину і багатожильні з круглого дроту [5,6].

Таблиця 5.1 - Класи пружин

Клас

пружин

Пружини Навантаження

Витривалість

у циклах,

не менше

Інерційний співудар

витків

1 2 3 4 5

I Циклічне

101∗

Стиску та

розтягу

Циклічне та

статичне

101∗

Відсутній

III Стиску Циклічне

102∗

Може спостерігатися

Нижче розглядаються гвинтові циліндричні пружини стиску і розтягу

зі сталі круглого перетину з індексами від 4 до 12. Ці дані не поширюються на

пружини для роботи при підвищених температурах, а також в агресивних і

інших середовищах, які потребують застосування спеціальних матеріалів.

Відсутність співудару витків у пружин стиску визначається умовою:

max

≤

де

max

- найбільша швидкість переміщення рухомого кінця пружини

при навантаженні або при розвантаженні, м/с;

- критична швидкість пружин стиску, м/с (відповідає виникненню

співудару витків пружини від сил інерції).

площ перетинів лівого і правого штоків. Неважко бачити, що добором

розмірів

,dd

можна одержати задану статичну характеристику і

забезпечити необхідну жорсткість механічної конструкції.

Принцип дії приводу (див. рис 14.6,в) аналогічний принципу дії

розглянутої рідинної пружини і заснований на використанні енергії

розширення попередньо стисненої рідини.

15 ГІДРОПРУЖНІ ПРИСТРОЇ

При вирішуванні багатьох практичних задач, зв'язаних з розробкою

гідравлічних приводів, необхідно вважати, що робоча рідина пружна і

стискається. В загальному випадку пружна деформація (стисливість) рідини

для гідравлічних систем є негативним чинником, що знижує загальний

коефіцієнт корисної дії приводу і зменшує жорсткість гідросистеми. Однак

стисливість рідини можна використовувати для виконання корисної роботи.

В Донбаській державній машинобудівній академії (ДДМА) під

керівництвом д.т.н., проф. Л.Л. Роганова розроблений гідропружний привід,

що використовує в якості акумулятора енергії заздалегідь стислу рідину

[10,11,12].

На рис. 15.1 наведена принципова схема гідропружного приводу, що

складається з гідроциліндра 1 і плунжера 2, між торцем 3 якого і дном

циліндра 4 утворена керуюча порожнина 5, що герметизує ться. Насосом 6

створюється тиск в робочій камері 7. Керуюча порожнина 5 при цьому

з'єднана зі зливом 8. При досягненні заданої величини тиску в робочій камері

7 керуюча порожнина 5 шляхом переключення розподілового клапана 9

відсікається від злива 8 і з'єднується з нагнітанням. Відбувається

розгерметизація керуючої порожнини 5. Робоча рідина під високим тиском

діє на всю площу нижнього торця 3 плунжера 2, який прискорено рухається

угору. Таким чином, потенційна енергія заздалегідь стислої робочої рідини

переходить в кінетичну енергію плунжера 2. Переключенням розподілових

клапанів 9,10 система повертається у вихідний стан. Контроль тиску в

приводі здійснюється за допомогою запобіжного клапана 11 і манометра 12.

15.1 Характеристики гідропружного приводу

Робота гідропружного приводу характеризується такими основними

параметрами, як величина енергії пружної деформації робочої рідини,

активний хід плунжера, максимальне значення його швидкості і прискорення,

час дії ударного імпульсу. Енергія пружної деформації гідравлічної пружини

залежить як від зовнішніх чинників, якими є тиск в робочій камері і об’єм

рідини, що стискається, так і від пружних властивостей самої рідини, які

визначаються об’ємним модулем пружності.

18 95

за знаком найбільші напруження кручення і зрізу. Максимальні нормальні

напруження у витих конічних пружинах виникають у витку з найбільшим

діаметром.

У місцях переходу зчепів до робочих витків при роботі пружини

напруження згину значні і складають іноді 125 % від напружень у робочій

частині витка. У витих пружинах кручення елемент пружини навантажується

моментом згину, а максимальні нормальні напруження виникають на волокні,

яке розташовано ближче до осі пружини.

Порушення режиму роботи і види уш коджень. Гістерезис, а також

пружна післядія і повзучість є слідством пружних недоліків матеріалу

(рис. 4.3). Внаслідок повзучості матеріалу пружини спостерігається

запізнювання деформації відносно моменту прикладення або зняття

навантаження. Виникає пластична післядія, яка проявляється в залишковій

деформації пружини (див. рис. 4.3), що зберігається після розвантаження

необмежено довгий час. З'являється релаксація, що призводить до

нестабільності сили пружини. Зміна характеристики пружних деталей може

призвести до функціональної відмови машини або приладу, а іноді і до аварії.

У пружинах розтягу, через додаткові згинальні навантаження, у місці

переходу зчепа до робочих витків виникають залишкові деформації, пружини

видовжуються, а зчепи часто відламуються. Пружини, які навантажуються

перемінними або ударними силами, руйну ються від утоми, частіше усього в

зоні кріплення. У пружинах, що працюють при циклічних навантаженнях,

можуть виникнути резонансні коливання, збільшення напружень і, як

слідство, руйнування.

Шляхи підвищення надійності і довговічності. Удосконалення

конструкцій кріплення пружин і ресор сприяє зберіганню незмінних умов

навантаження пружних з 'єднань. Центрування пружин, кріплення кінцевих

витків на шарнірах попереджують виникнення додаткових згинальних

навантажень. Перемінний крок або діаметр пружини обмежує появу

резонансу. Для поліпшення якості поверхневого прошарку пружин і охорони

їх від корозії застосовують азотування і різноманітні покриття.

Значне підвищення якості пружин і ресор можна одержати

зниженням фактичних напружень, які виникають при їхньому навантаженні,

шляхом створення ще до навантаження попередніх напружень. Досягають

цього заневолюванням у процесі виготовлення пружини, дробеметним і

напруженим наклепом, гідроабразивною обробкою і ін. Заневолювання

полягає в тому, що пружини якийсь час (до 70 год) витримують навантаження

створене напруженням, яке перевищуює у поверхневих прошарках межу

пружності. У поперечному перетині пружини утворюються дві зони: пружна

(у центрі) і пружно-пластична в периферійних прошарках.

Нижня межа наведених значень модуля (

E =1350 МПа) відповідає

поширеному в авіаційних гідросистемах АМГ - 10, а верхня межа - більш

важким мастилам типу "турбінне", яке використовується у гідросистемах

пресів та ін.

Об'ємний модуль пружності

E рідини змінюється в широких межах

у залежності від типу рідини, тиску і температури (рис. 15.2, 15.3). З ростом

температури об'ємний модуль пружності зменшується. Наприклад, при

постійному атмосферному тиску і зміні температури від 40

С до 200

С для

більшості мінеральних мастил він зменшується від 1700 МПа до 1000 МПа.

1 – для мінерального мастила

2 – для силіконової рідини

Рисунок 15.2–Залежність об'ємного модуля пружності від

температури

Рисунок 15.3–Залежність об'ємного модуля пружності мастила від

тиску

16 97

Таблиця 3. 1 - Коефіцієнти довговічності пружин

Коефіцієнт

при числі циклів навантаження пружин

Коефіцієнт

асиметрії циклів

0 1 0.85 0.68 0.50 0.42 0.40

0.25 1 0.90 0.74 0.60 0.50 0.50

0.50 1 0.92 0.80 0.68 0.61 0.60

0.75 1 0.96 0.90 0.83 0.80 0.80

4 ОСНОВИ ТЕОРІЇ І РОБОТА З'ЄДНАННЯ

Принцип передачі навантаження. Пружні деталі, що навантажені

силами або моментами, деформуються і накопичують потенційну енергію,

яка дорівнює роботі силового фактора на заданому переміщенні. Після зняття

навантаження деталі повертають використану роботу за рахунок внутрішніх

сил пружності. Основна умова, що характеризує передачу навантаження -

рівність між потенційною енергією деформації з'єднання і роботою

зовнішньої сили або моменту [3].

Зв'язок між навантаженням і переміщенням називається

характеристикою пружини (рис. 4.1), яка може бути прямолінійною - 1,

монотонно опуклою - 2, монотонно увігнутою - 3 або ламаною - 4.

Відхилення даної характеристики від прямолінійної оцінюють коефіцієнтом

нелінійності

∆=

та

ϕϕγ

∆= ,

де

∆∆ ,s - найбільше відхилення дійсного переміщення від його

значення;

,s - переміщення при робочому навантаженні.

Площа, яка обмежена характеристикою пружини (наприклад,

кривою 3, див. рис. 4.1), віссю абсцис і перпендикулярами з певних точок на

осі абсцис, у масштабі дорівнює потенційній енергії

U .

При роботі пружини (навантаженні – розвантаженні) частина енергії

поглинається пружиною, що характеризується петлею гістерезису (рис. 4.2).

Гістерезис, обумовлений тертям (внутрішнім - у матеріалі пружини і

зовнішнім - між її елементами), використовується для амортизації коливань.

Продовження таблиці 15.1

1 2 3

Активний хід плунжера, м

АE

пр

∆

= (15.4)

Жорсткість гідравлічної

пружини,

мН /

АЕ

пр

= (15.5)

Максимальна теоретична

швидкість рухомих частин,

см /

max

У момент перетворення

потенційна енергія стиску

робочої рідини перетворюється в

кінетичну енергію рухомих

частин машини:

пр

pV =

max

(15.6)

Час дії ударного імпульсу, с

З умови, що робочий тиск

починає миттєво діяти на всю

площу поперечного перетину

плунжера і прискорення

міняється за косінусоідальним

законом:

пр

(15.7)

Пікове прискорення,

см

а =

(15.8)

Енергія пружної деформації,

що запасається у системі та

перетворюється у кінетичну

енергію рухомих частин

машини, Дж

−

max

пр

−

(15.9)

Таким чином, основними параметрами регулювання гідропружного

приводу є: робочий тиск рідини, об’єм рідини, що стискається, її об’ємний

модуль пружності, площа поперечного перетину плу нжера і маса рухомих

частин.

Приклад розрахунку

Задача.

Розрахувати основні параметри прес - молота з гідро-

пружним приводом за наступними вихідними даними: маса рухомих частин –

6.25 кг; діаметр плунжера – 40 мм; внутрішній діаметр циліндра –50 мм;

зовнішній діаметр циліндра – 60 мм; тиск робочої рідини – 20 МПа; об’єм

14 99

• за призначенням: для пружин холодної навивки - ХН; для пружин

гарячої навивки - ГН.

Дріт груп А, Б , У, Г повинен виготовлятися діаметром 1 - 14 мм, дріт

груп Е, Н - діаметром 0.5 - 14.0 мм.

Ст алева холоднокатана термооброблена стрічка (за ГОСТ 21996-

76). Стрічка з конструкційної, інструментальної і пружинної сталі призначена

для виготовлення пружних деталей і пружин. Стрічку виготовляють із сталі

марок 50, 60, 70, 65Г за ГОСТ 1050-74, марок У7А, У8А, У9А, У10А, У12А за

ГОСТ 1435-74 та марок 60С2А, 70С2ХА за ГОСТ 14959-79.

Гарячоката на ресорно-пружинна сталь. У залежності від

призначення пружинну сталь виготовляють: звичайної точності; високої

точності - У; вищої точності - ВВ. Розміри і граничні відхилення на пружинну

круглу сталь діаметром до 80 мм - за ГОСТ 2590-71.

Смуги виготовляють: мірної довжини; кратної мірної довжини;

мірної довжини з немірними відрізками довжиною не менше 1м до 10 % маси

партії; кратної мірної довжини з немірними відрізками довжиною не менше

1м до 10 % маси партії; немірної довжини. Розміри і граничні відхилення на

пружинну квадратну сталь до 80 мм – за ГОСТ 2591-71.

Матеріалом для спіральних пружин служить високоякісна вуглецева

сталь У8А - У12А. Торсіони виготовляють із сталі марок 60С2Н2А, 65С2ВА.

Матеріалом для тарілчастих пружин є сталі марок 65Г, 60СГА; після

штампування пружини термічно обробляють до твердості 41 - 48 НRС

. Для

виготовлення плоских пружин використовується сталева термооброблена

пружинна стрічка. Листові ресори виготовляють із сортового прокату таких

самих марок сталей.

Для запобігання корозії сталевих пружин використовують різні

покриття - фосфатування, цинкування, хромування та ін. Пружини, що

призначені для роботи в хімічно агресивних середовищах, а також деякі

пружини приладів, часто виготовляють із сплавів кольорових металів:

кремніємарганцевистої бронзи КМц3-1, олов'яноцинкової ОЦ4-3 або

олов'янофосфорної ОФ 6.5-0.4 бронз, берилієвих Б2, Б 2.5 та деяких

спеціальних сплавів (табл. 2.3).

Пружинний дріт із кремніє-марганцевої бронзи Бр КМц 3-1 (за

ГОСТ 5222-72). Найбільше допустиме напруження при крученні залежить від

групи пружини. Характеристика пружин:

• 1 група - пружини, які навантажуються динамічними

силами. При роботі пружин можливе їх поламання, причому заміна пружини

ускладнена, її поломка може викликати аварію механізму;

• П група - пружини навантажені статично, їхня несуча

спроможність у межах пружності підвищена заневолюванням;

Додаток А

Таблиця А. 1 - Параметри пружин. Пружини стиску і розтягу I

класу розряду 1 (ГОСТ 13766-86). Матеріал: дріт класу I за ГОСТ 9389-

75 діаметром від 0.4 до 4 мм

Діаметр, мм

Номер

пружини

Сила

пружини при

максимальній

деформації

, Н

дроту

зовнішньої

пружини

Жорсткість

одного

витка

Н/мм

Найбільший

прогин

одного витка

s , мм

1 2 3 4 5 6

78 3.55 0.40 5.2 2.31 1.537

82 3.75 0.40 5.0 2.63 1.426

98 4.75 0.40 4.0 5.49 0.865

117 6.30 0.40 3.0 14.57 0.432

119 6.30 0.50 6.0 3.76 1.676

133 7.50 0.50 5.0 6.86 1.093

139 8.00 0.60 8.0 3.20 2.500

149 9.00 0.60 7.0 4.94 1.822

162 10.6 0.60 6.0 8.23 1.288

176 12.5 0.60 5.0 15.24 0.820

182 13.2 0.80 10.5 4.49 2.940

187 14.0 0.80 10.0 5.26 2.662

194 16.0 0.60 4.0 32.97 0.485

205 18.0 0.80 8.0 10.97 1.641

213 20.0 0.80 7.0 17.18 1.164

219 21.2 1.00 13.0 5.79 3.661

223 22.4 1.00 12.0 7.51 2.983

231 25.0 1.00 11.0 10.00 2.500

236 26.5 1.00 10.5 11.66 2.273

240 28.0 1.00 10.0 13.72 2.041

242 28.0 1.20 16.0 6.40 4.375

247 30.0 1.20 15.0 7.89 3.802

250 1.00 9.0 19.53 1.613

252

31.5

1.20 14.0 9.88 3.188

255 33.5 1.00 8.5 23.70 1.414

257 33.5 1.20 13.0 12.63 2.652

260 35.5 1.00 8.0 29.15 1.218

262 35.5 1.20 12.0 1.646 21.57