Тэг: пружины растяжения

Реферат на тему - Пружина Дверная и ее разновидности

Пружины растяжения навивают почти всегда вплотную или даже с натягом между витками, достигаемым смешением проволокопитателя навивочного автомата по отношению к навиваемым виткам (пружины с межвитковым давлением).

Концы пружин снабжают зацепами, с помощью которых ее соединяют со стягиваемыми деталями. В отличие от пружин сжатия, нуждающихся в жестком направлении торцов, пружины растяжения работают в свободном состояния, центрируясь только точками опоры (завеса). Крепление зацепами обладает шарнирным свойством, благодаря чему пружина может при растяжении менять пространственное положение в значительных пределах. Это делает пружины растяжения особенно удобными для соединения деталей, угловое положение которых изменяется при работе, например, для завеса рычагов.

Однако крепление зацепами обладает недостатками. Габаритная длина пружины растяжения за счет зацепов всегда больше, чем пружин сжатия одинаковой гибкости. Зацепами трудно обеспечить центральное приложение нагрузки; пружина подвергается дополнительным изгибающим нагрузкам, а в самих зацепах возникают высокие напряжения изгиба, которые могут привести со временем к появлению остаточных деформаций. Вследствие деформации зацепов и участков перехода зацепов в спираль пружина вытягивается и теряет упругие характеристики. Пружины растяжения могут работать без потери упругих свойств только при пониженных расчетных напряжениях.

По этим причинам пружины растяжения почти никогда не применяют в ответственных силовых механизмах (циклического действия). Пружины сжатия в этих условиях обеспечивают и меньшие габариты, и большую надежность работы.

В случаях, когда по условиям работы упругий элемент должен растягиваться с изменением своего пространственного положения, нередко применяют установку пружин сжатия с реверсорами.

Пружины такого типа, однако, малопригодны для механизмов высокочастотного циклического действия, так как масса реверсоров вызывает дополнительные инерционные нагрузки.

Наиболее простые способы изготовления зацепов — отгибание половины витка , целого витка или полутора—двух витков — применяют для неответственных, слабонагруженных пружин, так как зацепы такого вида подвержены изгибу. Также подвержены изгибу и петлевые зацепы , кроме того, их изготовление значительно сложнее. Несколько прочнее зацепы с концами, заведенными в спираль пружины.

Легкие пружины из проволоки малого диаметра крепят в пластинках с отверстиями под витки. В зацепах этого типа необходимо устранить самовыворачивание пружины из отверстий, а также смещение пластинки с плоскости симметрии пружины, что конструктивно не так просто выполнить.

Иногда пружины устанавливают на ввертных резьбовых пробках с фиксацией конечных витков завальцовкой или расклепыванием ниток пробки. В конструкциях этого типа крайне неблагоприятны условия работы витка, сходящего с последней нитки резьбовой пробки; виток работает на излом и избежать этого явления невозможно, если даже свести последнюю нитку на нет или заправить резьбу на конус.

Аналогичное явление происходит в конструкции с закладной пробкой, передающей силу на последний виток пружины, свернутый в кольцо малого диаметра.


Наиболее равномерную передачу сил на витки обеспечивает заправка конечных витков на конус с отгибом последнего витка на зацеп или с применением закладных зацепов. Изготовление таких пружин, однако, затруднительно, особенно при закладных зацепах, когда навивка конусного конца пружины должна производиться при заранее установленном в пружине зацепе.

Из представленных  конструкций наибольшей прочностью отличается конструкция с коническим зацепом. Конус зацепа следует (с учетом упругих деформаций конечных витков) делать несколько более пологим, чем внутренний конус витков.

Пружины растяжения рассчитывают по тем же формулам, что и пружины сжатия. Наличие изгибающих напряжений в зацепах и витках пружины (при внецентренном приложении нагрузки) учитывают снижением расчетных напряжений в 1,2—1,5 раза по сравнению с напряжениями, допускаемыми для пружин сжатия центрального нагружения.



Пружины растяжения обычно устанавливают с предварительным натягом, обеспечивающим замыкание стягиваемых деталей на упор в начальном положении. Сила предварительного натяга определяется условиями работы механизма. Шаг витков в состоянии предварительного натяга делают не меньше 1,5—2 диаметров проволоки с учетом возможности вытяжки зацепов в эксплуатации.

При растяжении диаметр пружины несколько уменьшается вследствие увеличения угла наклона витков.

Пружины кручения применяются для восприятия крутящего момента, прилагаемого к торцу пружины. Под действием крутящего момента витки подвергаются изгибу в плоскости действия момента и, в незначительной степени, кручению, влияние которого не принимают во внимание.

Для восприятия рабочего и реактивного крутящего момента на торцах пружины предусматривают упоры. Пружины работают устойчивее, если рабочий момент скручивает пружину, а не раскручивает. Соответственно следует выбирать направление навивки и расположение упоров. При крутящем моменте, направленном по часовой стрелке (если смотреть на торец пружины), навивка должна быть левой, и наоборот.

Пружины кручения навивают вплотную или с небольшим запором между витками во избежание трения между витками, а также с учетом деформации пружины при скручивании.


Многожильные пружины

В последнее время снова начали применять давно известные в технике, но мало применяемые многожильные пружины, состоящие из нескольких проволок (жил), свитых в канаты, из которых навиваются пружины (сжатия, растяжения, кручения). Концы каната обваривают во избежание расплетки жил. Угол свивки обычно делают равным 20—30°.

Направление свивки троса выбирают с таким расчетом, чтобы трос при упругой деформации пружины скручивался, а не раскручивался. Пружины сжатия с правым подъемом витков делают из канатов левой свивки, и наоборот. У пружин растяжения направление свивки и наклон витков должны совпадать. В пружинах кручения направление свивки безразлично.

Плотность свивки, шаг свивки и технология свивки оказывают большое влияние на упругие характеристики многожильных пружин. После свивки каната происходит упругая отдача, жилы отходят друг от друга. Навивка пружин, в свою очередь, изменяет взаимное расположение жил витков.

В свободном состоянии пружины между жилами практически всегда имеется просвет. В начальных стадиях нагружения пружины жилы работают как отдельные проволоки; ее характеристика имеет пологий вид.

При дальнейшем увеличении нагрузок трос скручивается, жилы смыкаются и начинают работать как одно целое; жесткость пружины возрастает. По этой причине характеристики многожильных пружин имеют точку перелома (а), соответствующую началу смыкания витков.

Преимущество многожильных пружин обусловлено следующим. Применение нескольких тонких проволок вместо одной массивной позволяет повысить расчетные напряжения в силу присущей тонким проволокам повышенной прочности. Виток, составленный из жил малого диаметра, обладает большей податливостью, чем эквивалентный массивный виток, отчасти благодаря повышенным допускаемым напряжениям, а главным образом, благодаря более высокому значению для каждой отдельной жилы индекса с = D/d, резко влияющего на жесткость.

Пологая характеристика многожильных пружин может оказаться полезной в ряде случаев, когда требуется в ограниченных осевых и радиальных габаритах получить большие упругие деформации.

Другая отличительная особенность многожильных пружин — повышенная демпфирующая способность, обусловленная трением между витками при упругой деформации. Поэтому такие пружины могут быть использованы для рассеивания энергии, при толчкообразных нагрузках, для гашения колебаний, возникающих при таких нагрузках; они также способствуют самозатуханию резонансных колебаний витков пружины.

Однако повышенное трение вызывает износ витков, сопровождающийся снижением сопротивления усталости пружины.

При сравнительной оценке гибкости многожильных пружин и однопроволочных пружин часто допускают ошибку, сравнивая между собой пружины с одинаковой площадью сечения (суммарной для многожильных) витков.

При этом не учитывают то обстоятельство, что нагрузочная способность многожильных пружин при прочих равных условиях меньше, чем однопроволочных пружин, и она уменьшается с увеличением числа жил.

В основу оценки надо положить условие равной нагрузочной способности. Только при этом правильно с различным числом жил. При этой оценке преимущества многожильных пружин выглядят более скромными, чем можно было бы ожидать.

Сравним податливость многожильных пружин и однопроволочной пружины при одинаковых среднем диаметре, числе витков, силе (нагрузке) Р и запасе прочности.

Будем в первом приближении рассматривать многожильную пружину как ряд параллельно работающих пружин с витками малого сечения.

Диаметр d' жилы многожильной пружины при этих условиях связан с диаметром d массивной проволоки соотношением

где n — число жил; [τ] и [τ'] — допустимые напряжения сдвига; k и k' — коэффициенты формы пружины (их индекс).

Ввиду близости величин  к единице можно записать

Отношение масс сравниваемых пружин

или с подстановкой величины d'/d из уравнения (418)

Значения отношений d'/d и m'/m в зависимости от числа жил приведены ниже.                   

Как видно, уменьшение диаметра проволоки у многожильных пружин вовсе не так велико, чтобы дать существенный выигрыш в прочности даже в области малых значений d и d' (кстати говоря, это обстоятельство оправдывает сделанное выше допущение о близости фактора  к единице.

Отношение деформации λ' многожильной пружины к деформации λ пружины из целой проволоки

Подставляя в это выражение d'/d из уравнения (417), получаем

Значение [τ']/[τ], как указано выше, близко к единице. Поэтому

Подсчитанные из этого выражения значения λ'/λ для различного числа жил n приведены ниже (при определении принято для k исходное значение k = 6).

Как видно, при исходном допущении равенства нагрузки переход на многожильные пружины обеспечивает при реальных значениях числа жил выигрыш в податливости 35—125%.

Наряду с увеличением массы по мере увеличения числа жил следует учитывать увеличение диаметра сечения витков. Для числа жил в пределах n = 2—7 диаметр сечения витков в среднем на 60% больше диаметра эквивалентной целой проволоки. Это приводит к тому, что для сохранения просвета между витками приходится увеличивать шаг и общую длину пружин.

Выигрыш в податливости, обеспечиваемый многожильными пружинами, вполне можно получить в однопроволочной пружине. Для этого одновременно увеличивают диаметр D пружины; уменьшают диаметр d проволоки; повышают уровень напряжений (т. е. применяют качественные стали). В конечном счете равноводатливая однопроволочная пружина будет обладать меньшим весом, меньшими габаритами и будет значительно дешевле многожильной пружины вследствие сложности изготовления многожильных пружин. К этому можно добавить следующие недостатки многожильных пружин:

1) невозможность (у пружин сжатия) правильной заправки концов (сошлифовыванием торцов пружины), обеспечивающей центральное приложение нагрузки; всегда имеется некоторая внецентренность нагрузки, вызывающая дополнительный изгиб пружины;

2) сложность изготовления;

3) рассеивание характеристик по технологическим причинам; затруднительность получения устойчивых и воспроизводимых результатов;

4) износ жил в результате трения между витками, наступающий при многократно повторенных деформациях пружин и вызывающий резкое падение сопротивления усталости пружин. Последний недостаток исключает применение многожильных пружин при длительном циклическом нагружении.

Многожильные пружины применимы при статической нагрузке и при периодической динамической нагрузке с ограниченным числом циклов.

Кольцевые пружины состоят из набора чередующихся колец с наружными и внутренними коническими поверхностями.

Осевая сила, приложенная к пружинам, вызывает на конических поверхностях большие давления, которые заставляют наружные кольца расширяться, а внутренние сжиматься. Сравнительно малые радиальные деформации колец благодаря малому углу конусности преобразуются в значительные осевые перемещения колец. Сумма осевых перемещений всех колец составляет осадку пружины.

Для увеличения упругости кольцам придают корытообразное сечение изображена рассчитанная на восприятие больших осевых нагрузок кольцевая пружина, состоящая из двух концентрических наборов колец.

Угол конуса  делают несколько большим угла трения с таким расчетом, чтобы при уменьшении или снятии нагрузки силы упругости, созданные в кольцах предшествующим нагружением, могли преодолеть силы трения и вызвать обратное перемещение колец, т. е. расправление пружины.

Для пары сталь по стали f = 0,12—0,15, а ϕ = 7—9°. Практически угол конусности β выбирают равным 12—15°.

Силы трения, возникающие при перемещениях колец, обусловливают высокую демпфирующую способность кольцевых пружин. Примерно 60% энергии, воспринимаемой пружиной за цикл нагружения, переходит в необратимую работу трения и рассеивается в виде теплоты в окружающую атмосферу. По существу, кольцевая пружина представляет собой совмещение пружины и фрикционного демпфера. Кольцевые пружины незаменимы при периодических ударных нагрузках, когда необходимо, наряду с упругой амортизацией, обеспечить поглощение энергии удара и предупредить колебания системы.

Применение кольцевых пружин, напротив, противопоказано в случаях, когда пружина должна работать как аккумулятор, накапливающий энергию в цикле нагружения и отдающий ее в цикле разгружения (наиболее частый случай работы пружины). Здесь все преимущества на стороне обычных спиральных пружин, обладающих малым упругим гистерезисом и энергетически представляющих собой аккумулятор с почти стопроцентным коэффициентом полезного действия. Кольцевые пружины применяют преимущественно как пружины сжатия. При помощи реверсора их можно применить также для восприятия растягивающих сил.

Изготовление кольцевых пружин гораздо сложнее, чем спиральных витых пружин. Для достижения максимальной прочности кольца должны изготовляться из индивидуальных заготовок, подвергнутых горячей обработке давлением (для создания нужного направления волокон) и последующей калибровке (вальцовкой или чеканкой) для придания окончательных размеров. При изготовлении колец точением из прутка или из трубы механические качества снижаются из-за неблагоприятного расположения волокон. После термообработки кольца прошлифовывают по рабочим коническим поверхностям и подвергают дробеструйной обработке или обкатыванию роликами.

Расчетными напряжениями для кольцевых пружин являются напряжения растяжения в наружных кольцах и напряжения сжатия во внутренних кольцах.

Под действием осевой нагрузки на конических поверхностях колец возникают силы, распределенные по окружности кольца. 

В результате сложения с силой трения F = N·f сила N, перпендикулярная к образующей конической поверхности, отклоняется на угол ϕ, тангенс которого tg ϕ = F/N = f.

Результирующая сила N' определяется из условия равенств осевых составляющих сил N' действующей силе Р:

или

Распределенная нагрузка q' от этой силы, действующая по окружности кольца,

где Dcp — средний диаметр пружины.

Наружное кольцо растягивается распределенными силами s — радиальными составляющими сил q', действующих на нижней и верхней конических поверхностях.

Таким образом, распределенная нагрузка sp, растягивающая кольцо (и действующая подобно давлению), равна

Подставляя в это выражение значение q' из уравнения (419), получаем

Растягивающее напряжение в наружном кольце

где Fн — площадь сечения наружного кольца.

Аналогично, напряжение сжатия во внутреннем кольце

где Fв — площадь сечения внутреннего кольца.

Удлинение наружного кольца

где Dн — средний диаметр кольца; Е — модуль упругости материала кольца.

Увеличение диаметра кольца

Уменьшение диаметра внутреннего кольца

где Dв — средний диаметр внутреннего кольца.

Осевое перемещение наружного кольца относительно внутреннего кольца

Подставляя в это выражение значения σр и σсж из уравнений (420) и (421), получаем

При равенстве площадей сечений наружного и внутреннего колец (Fн = Fв = F), иначе говоря, при равенстве абсолютных величин напряжений в наружном и внутреннем кольцах (σр = σсж = σ)

где Dcp — средний диаметр пружины.

Под действием силы Р полная осадка пружины

где i — общее число колец пружины, включая опорные.

Эта формула справедлива, если опорные кольца участвуют в работе пружины, упруго сжимаясь под действием нагрузки, и если напряжения в них равны напряжениям в рабочих кольцах (для этого нужно, чтобы сечение опорных колец было в 2 раза меньше сечения рабочих колец).

Если опорные кольца — внутренние и плотно центрированы в тарелках пружины (см. рис. 905, I), т. е. лишены возможности сжиматься, то формула (422) принимает следующий вид:

Энергия, поглощаемая пружиной при одном цикле нагружение — разгрузка,

где ζ = 0,6—0,7 — коэффициент рассеяния энергии.

Высоту колец h (см. рис. 906) обычно делают равной (3—5)·bср (bср — средняя толщина колец). Отношение Dср/bср обычно заключено в пределах 15—30.

Торцовые зазоры (е) между кольцами должны быть согласованы с рабочей осадкой пружины. Сумма зазоров (е), равная (i—2)·е, должна быть или несколько больше максимальной осадки пружины λmах, или равна ей, если желательно создать жесткий упор во избежание перенапряжения колец при случайном превышении расчетной нагрузки. Это приводит к соотношению

Общая длина пружины в свободном состоянии (при односторонних опорных кольцах)

Допускаемые напряжения для кольцевых пружин принимаются равными в среднем 300—400 МПа.

Рабочие поверхности колец должны быть хорошо смазаны. У пружин многократного и частоповторного высокочастотного действия следует предусматривать средства отвода теплоты, образующейся при трении.

 

При установке пружина должна быть центрирована. Центрирование по всей длине пружины нежелательно, так как диаметр пружины при скручивании уменьшается (при соблюдении изложенного выше правила направления навивки), и витки пружины ложатся на центрирующий штырь. Лучше всего центрировать крайние витки пружины на длине не менее полутора — двух диаметров проволоки. При плотном центрировании опорные витки должны рассматриваться как нерабочие.

Пользуясь свойством уменьшения диаметра при скручивании, можно придать пружине переменную жесткость путем введения профильных центрирующих элементов. По мере закручивания витки пружины последовательно ложатся на конус, вследствие чего жесткость пружины с увеличением угла закручивания возрастает. Пружины кручения рассчитывают по следующим формулам.

Максимальное напряжение изгиба в витках пружины

где М — крутящий момент; Wв — момент сопротивления изгибу.

Для круглой проволоки диаметра d

Для проволоки квадратного сечения со стороной квадрата (а)

Коэффициент

где с — индекс пружины (с = D/d = D/a).

График зависимости коэффициента k от с показан на рис. 899.

Допускаемые напряжения изгиба на 20—30% больше допускаемых напряжений кручения в пружинах сжатия. В среднем [σ] = 500—750 МПа.

Угол закручивания пружины определяется из следующих выражений:

- для проволоки круглого сечения

где Е — модуль упругости первого рода; i — число рабочих витков;

- для проволоки квадратного сечения

Приведенные формулы не учитывают упругой деформации упорных концов пружины.

Предельно допустимый из условия устойчивости пружины угол закручивания

Потенциальная энергия, накапливаемая пружиной при закручивании,

где ϕ — угол, рад.

Длина рабочей части пружины в свободном состоянии (без учета длины упорных концов)

где δ — зазор между витками.

Увеличение длины пружины при закручивании

где α — угол наклона витков пружины, определяемым из выражения

(δ – зазор между витками); ϕ — угол, рад.

Увеличение числа витков при закручивании

Уменьшение диаметра пружины при закручивании определяется из условия равенства длины проволоки до и после закручивания:

где D' — диаметр пружины после закручивания.

Отсюда

Длина развертки пружины

где l — развернутая длина упорных концов пружины.

Приближенно можно считать, что

На рис. 900 показаны способы изображения характеристик пружины кручения (в двух вариантах).

Пружины кручения нередко применяются для восприятия поперечных сил (рис. 901).

Упругая деформация рабочего конца пружины определяется из следующего выражения:

где l — длина рабочего конца пружины; J — момент инерции сечения рабочего конца пружины; ϕ — угол закручивания пружины (в рад), определяемый по формуле (413) с подстановкой

(iобщ — общее число витков для обеих сторон пружины).

Тарельчатые пружины применяют для восприятия значительных сил при небольших перемещениях.

Основной тип тарельчатых пружин — коническая шайба, получаемая штамповкой на конус заготовок из листовой пружинной стали.

Шайбы выполняют толщиной от 1 до 20 мм, диаметром от 30 до 300 мм, с отношением d/D = 0,5—0,3 и углом конуса θ = 2—6°.

Торцы шайбы пришлифовывают на плоскость для образования кольцевых опорных площадок.

При приложении центральной нагрузки шайба подвергается изгибу; торцы шайбы сближаются [обычно в пределах (0,5—0,8)·f; f — высота усеченного конуса шайбы].

Близки к коническим пружинам сферические тарельчатые пружины.

Для увеличения податливости шайбы снабжают гофрами.

Фасонные пружинные шайбы изготавливают штамповкой (вхолодную или на горячую в зависимости от толщины заготовки и конфигурации пружины) и подвергают типовой для данной стали термической обработке (закалка и средний отпуск).

При изготовлении точением из цилиндрических заготовок прочность шайб резко снижается.

Набором нескольких шайб можно получить пружины повышенной податливости , часто применяемые в качестве буферов и амортизаторов для восприятия больших нагрузок.

Шайбы с облегчающими вырезами, звездчатые и гофрированные позволяют получить пружины, приближающиеся по податливости к цилиндрическим витым пружинам.

Конические шайбы с малым углом конусности и слабосферические шайбы рассчитываются в первом приближении как круглые пластинки, опертые по краям и нагруженные центральной силой.

Расчет гофрированных и фасонных шайб сложен; упругие характеристики таких шайб и допускаемые нагрузки определяются по большей части опытным путем.

Пружины, работающие в коррозионных средах, иногда выполняют в виде сильфонов с однослойными или многослойными стенками, изготавливаемых из тонколистовой латуни или бронзы.