Детали и механизмы приборов - справочник

ДЕТАЛИ И МЕХАНИЗМЫ ПРИБОРОВ
Киев
«Техшка» ДЕТАЛИ И МЕХАНИЗМЫ ПРИБОРОВ СПРАВОЧНИК 2-е издание, переработанное и дополненное «Техника» УДК 681.2 Детали и механизмы приборов: Справочник / Б. М. Уваров, Д38 В. А. Бойко, В. Б. Подаревский, JI. И. Власенко.— 2-еизд., перераб. и доп.— К : Техшка, 1987.— 343 с., ил.— Библиогр.:G. 336—338.— (В пер.): 1 р. 80 к., 10 000 экз. В справочнике содержатся данные, необходимые при проектировании передаточных механизмов приборных и вычислительных систем, регулирующих и управляющих комплексов Для всех механизмов и их узлов приведены способы расчета основных функциональных параметров. Во втором издании особое внимание уделено оптимизации параметров механизмов о помощью ЭВМ и методам автоматизированного проектирования конструкций. Рассчитан на инженерно-технических работников приборостроительной промышленности, а также может быть полезен студентам вузов соответствующих специальностей. д 2706000000-100 114.87    34.9я2 М202(04>-87 Авторы: Б. М. Уваров, В. А. Бойко, В. Б. Подаревский, JI. И. Власенко Рецензенты: д-р техн. наук К. И. Гуляев, канд. техн. наук В. М. Живов Редакция литературы по энергетике, электронике, кибернетике и связи Зав. редакцией 3. В. Божко © Издательство «Техшка», 1978 © Издательство «Техшка», 1987, с изменениями ПРЕДИСЛОВИЕ В Основных направлениях экономического и социального развития СССР на 1986— 1990 годы и на период до 2000 года предусмотрено «опережающими темпами осуществлять изготовление высоконадежных систем промышленной автоматики на базе электроники... Особое внимание уделить развитию научного приборостроения, оснащению научно-исследовательских, проектных, конструкторских и технологических организаций современными приборами и средствами автоматизации» 1. Точные механизмы входят в состав любого автоматизированного комплекса, являясь частью силовых приводов, устройств регистрации и воспроизведения информации, автоматических манипуляторов и т. д. Проектирование таких механизмов имеет свою специфику, а по конструкции они часто существенно отличаются от механизмов общего машиностроения, имеющих аналогичные целевые функции. Развитие механических устройств систем управления и регулирования идет в направлении непрерывного повышения требований к их параметрам, увеличения интенсивности нагрузок вследствие миниатюризации аппаратуры, применения механизмов с особыми кинематическими характеристиками (периферийное оборудование ЭВМ, механизмы систем регистрации и воспроизведения информации и т. п.). Поэтому весьма существенна роль научно обоснованного проектирования точных механизмов, совершенствования методов разработки перспективных кинематических схем, расчета на стадии проектирования параметров качества — точности, прочности, надежности. Излагая современные методы проектирования механизмов приборов и систем управления, авторы исходили из представления о том, что целевая функция, вместе с требованиями к основным параметрам, в конечном счете определяет структуру механизма, его кинематическую схему и конструкцию. Интенсивное развитие методов автоматизированного проектирования технических устройств с помощью ЭВМ требует формализации и математизации проектных процедур, поэтому все зависимости между параметрами авторы стремились представить в виде аналитических или аппроксимирующих выражений, сократив до минимума графики и номограммы. Предлагаемые комплексные критерии качества конструкции, объединяющие большинство единичных показателей качества (массовые характеристики, кинематическую точность, показатели прочности, долговечности, технологичности и т. д.), при ав• томатизированном проектировании служат целевой функцией, позволяющей проводить параметрическую оптимизацию разрабатываемого устройства. Значительное место а справочнике уделено примерам конструкций точных механизмов и их узлов. Работа над справочником распределилась между авторами следующим образом: гл. 1, 6—10 написаны Б. М. Уваровым, гл. 2, 3, 12—14 — В. А. Бойко, гл. 4 и 5 — В. Б. Подаревским, гл. И — Л. И. Власенко и В. Б. Подаревским совместно. Отзывы и пожелания просим направлять по адресу: 252601, Киев, 1{ Крещатикг 5, издательство «Техшка». Глава 1 ОБЩИЕ ВОПРОСЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ МЕХАНИЗМОВ 1.    ФУНКЦИОНАЛЬНОЕ НАЗНАЧЕНИЕ МЕХАНИЗМОВ В большинстве современных автоматизированных или измерительных комплексов имеется особый класс технических устройств — механизмы, необходимость в которых возникает в том случае, когда для осуществления общей или частной целевых функций устройства необходимо механическое перемещение. Источником движения в приборе является преобразователь энергии какого-либо вида в механическую — двигатель (электрический, гидравлический, тепловой и т. п.), измерительный преобразователь (датчик) или человек-оператор. Потребитель энергии — устройство, для функционирования которого необходима энергия механического перемещения. Параметры движения выходного звена преобразователя энергии и входного потребителя в большинстве случаев неодинаковы; перемещения, скорости, ускорения и их характер могут быть различными; в этом случае и появляется потребность в передаточном механизме — устройстве для согласования параметров и для передачи движения от преобразователя энергии к ее потребителю. Целевая функция механизма определяет структуру и кинематические его свойства, т. е. состав и характер внутренних кинематических связей. Эти наиболее общие структурно*кинематические свойства можно обеспечить различными кинематическими цепями; кроме того, на практике часто воспроизводят закон движения на выходе механизма приближенно, с допустимой погрешностью. Поэтому для выполнения одной и той же целевой функции можно использовать механизмы, имеющие различную внутреннюю структуру. При проектировании из множества возможных принимают к разработке тот вариант, который позволит получить наилучшие эксплуатационные, конструктивно-технологические и экономические показатели механизма. Эксплуатационные показатели определяют качество выполнения целевой функции в течение всего срока эксплуатации: погрешности параметров механизма, КПД, надежность, простоту управления и обслуживания, ремонтопригодность, габариты и массу. Конструктивно-технологические показатели — защищенность от внешних механических и климатических воздействий, т. е. от влияния окружающей среды; конструктивное совершенство, технологичность. Экономические показатели — стоимость разработки, изготовления и эксплуатации устройства. Проектирование можно разделить на три уровня: а) структурно-кинематический; б) конструкторско-технологический; в) эксплуатационный. Каждый из последующих уровней расширяет круг решаемых при проектировании задач и степень их детализации. Структур но-кинематический уровень проектирования. Определение структуры и механизма и его кинематических характеристик. Структура механизма — число звеньев и кинематических пар, характер соединения их друг с другом, степень подвижности. С точки зрения внутренней структуры можно выделить два типа механизмов — структурно-элементарные и структурно-сложные. Структурно-элементарные — функционально завершенные механизмы, осуществляющие частные целевые функции преобразования и передачи движения по определенному закону, объединенные в группы по характерным признакам основных кинематических пар. Такими элементарными механизмами являются рычажные, у которых звенья, обычно стержневого типа, соединены только вращательными или поступательными парами с одной степенью подвижности; зубчатые — основные кинематические пары образованы профилями зубьев; кулачковые —-элементом кинематической пары является часть звена специального профиля — кулачка и т. п. В состав структурно-сложных механизмов входят несколько элементарных с различными кинематическими признаками. Например, комбинируя зубчатый и рычажный механизмы, можно получить планетарный с несколькими степенями подвижности или обладающий расширенным диапазоном передаточного отношения. Кинематические свойства определяются кинематическими характеристиками, т. е. зависимостями, связывающими положения срх и фЛ, скорости CDj и co„ и ускорения £х и гп для входного и выходного звеньев соответственно. Основные кинематические характеристики: функция положения <рЛ = П (q^), функция скорости со/г/со1 = = ГГ (cpj), функция ускорения гп/(о\ — ГГ (q^). Если известен закон движения ведущего звена, например, в виде функции = (pj (/), где t — время, функция положения П (фх) преобразуется в уравнение движения ведомого звена. Широко используют также передаточное отношение iln = c^/co^, т. е. функцию, обратную функции скорости: iUl = 1/11' (фх). Функции скорости и ускорения — производные функции положения. Так, функция скорости -^r==(0n=-w[U (cpi)1 = п'(ф1) ^dh=п'(Фг) функция ускорения м-р-
_ d Гц'/фЛ JJEl.1 dt* ~ dt [U (<Pl) dt \ = п"(Ф1)(-^-)2+п'
Вторые производные перемещений звеньев, поэтому — это ускорения ведущего е2 и ведомого гп
е„ = П" (ер,) (0[ + ГГ (tpi) е0 При ©! = const ех = 0, и функция ускорения ГГ (фх) определяет отношение ускорений ГГ (фх) = e^/cof, где со^ — аналог нормального ускорения ведущего звена. Конечной целью структурно-кинематического синтеза является создание схемы механизма, с заданной точностью воспроизводящего требуемые кинематические характеристики. В большинстве случаев решение основной задачи при проектировании можно достигнуть комбинированием в устройстве элементов и структур с различными отличительными признаками. При этом для выявления всех возможных комбинаций и получения оптимального решения целесообразно использовать метод построения морфологической (т. е. отражающей форму или структуру) матрицы технических решений. Сущность метода заключается в следующем: а) формируют обобщающие, систематизирующие представления о каком-либо свойстве создаваемого изделия — организующие понятия; б) в каждом организующем понятии выделяют отличительные признаки; в) комбинируют в проектируемом изделии организующие понятия с различными отличительными признаками. Совокупность комбинаций, охватывающая все возможные сочетания отличительных признаков, образует многомерную матрицу технических решений, каждое из которых отвечает основной целевой функции изделия. Анализ полученных решений позволяет выбрать оптимальный вариант устройства [75]. Синтез трехкоординатных манипуляторов с помощью морфологической матрицы иллюстрирует рис. 1.1. Разрабатываются манипуляторы, имеющие три степени подвижности рабочего органа; звенья должны соединяться кинематическими парами только 5-го класса — вращательными или поступательными. Организующие понятия в данном случае — соединения звеньев, а отличительные признаки — характер относительного перемещения звеньев в парах: вращательное (знак Q или поступательное (знак->). Полученные в результате синтеза схемы манипуляторов приведены в табл. 1.1, которая представляет развертку на плоскость трехмерной матрицы, изображенной на рис. 1.1. Рис. 1.1. Морфологическая матрица синтеза трехкоординатного манипулятора
В дальнейшем, в процессе проектирования последовательно используют все более конкретизированные отличительные признаки, определяющие форму и размеры звеньев, виды кинематических пар и обеспечивающие воспроизведение заданных кинематических характеристик механизма. Конструкторско-технологический уровень проектирования. Это конструирование механизма, т. е. процесс разработки технических путей реализации структуры и кинематических связей в виде системы взаимодействующих деталей и узлов. Результат конструирования — комплект конструкторской и технологической документации, обеспечивающей изготовление реального механизма Конструктивные и технологические факторы тесно связаны друг с другом — при проектировании конфигурация деталей и выбор материала в значительной степени определяют характер технологического процесса, причем иногда требуется разработка совершенно новых технологических методов получения деталей и сборки узлов. В то же время возможности этих процессов позволяют по-новому подойти к конструированию деталей. Например, разработка электроискрового или лазерного методов позволила изготовлять детали, получение которых ранее считалось невозможным. При конструировании особенно эффективно применять морфологические матрицы технических решений. Конструктивные отличительные признаки очень разнообразны, поэтому при их комбинировании можно получать различные варианты решений, из которых выбирают оптималыюе. Максимальный эффект получается в том случае, когда найден какой-либо новый отличительный признак, в сочетании с известными дающий новые решения. При этом необходимо проанализировать все возможные варианты комбинаций отличительных признаков. При конструировании механизмов структурные и кинематические признаки должны быть реализованы в его конструкции, г. е. конструктивное оформление, прежде всего кинематических пар, должно соответствовать их кинематическим характеристикам. Реальные подвижные соединения звеньев должны обеспечивать возможность таких относительных перемещений, какие предусмотрены кинематической схемой, а структура механизма должна быть рациональной, т. е. не должно быть избыточных связей. Эти связи, вызванные пассивными ограничениями, приводят к появлению внутренних усилий, замкнутых циркулирующих мощностей. Первые нагружают кинематические пары дополнительными нагрузками и вызывают ускоренный износ их поверхностей; вторые приводят к бесполезным потерям энергии, снижая КПД. Механизм без избыточных связей статически определим, т. е. усилия в нем можно найти из уравнений равновесия. Погрешности звеньев механизма рациональной структуры не влияют на сборку замкнутых контуров, не сказываются на значениях реакций в кинематических парах. Избыточные связи и их характер определяют методом анализа местных подвижностей в кинематических парах [56]. Основой этого метода является положение о том, 1.1. Структурно-кинематические схемы четырехзвенных трехкоординатных манипуляторов Относительное движение звеньев Примечание. Кинематические пары о одной степенью подвижности: поступательные;    « вращательные. С

CD
-ABCD
Г) -J у
АВ/
-_с
■7 В х ABCD J Y ВС z -О

!с\
что для замыкания любого контура без натягов требуются три угловых подвижности вокруг трех произвольно ориентированных осей (не находящихся в общей плоскости) и три линейных подвижности вдоль этих же осей. Отсутствие некоторой подвижности влечет за собой появление избыточной связи. Линейная подвижность вдоль какой-либо оси может быть получена за счет угловой вокруг этой оси. Для механизма строят таблицу — матрицу подвижностей, где местные подвижности обозначают литерами соответствующих кинематических пар; общие подвижности определяют уровнем до, избыточные связи — уровнем q. На рис. 1.2 изображена схема шарнирно-стержневого механизма и матрица его подвижностей. Знаки -► и £ обозначают линейные и угловые подвижности в кинематических парах, зигзагообразные линии — компенсацию линейных подвижностей угловыми, обозначения на этих линиях — звенья, за счет поворота которых получена соответствующая линейная подвижность. Рассмотренный механизм имеет общую подвижность w = 1 и три избыточных связи q = 3. Рис. 1.2. Шарнирно-стержневой механизм: а — схема; б — матрица подвижностей Рис. 1.3. Шарнирно-стержневой механизм рациональной структуры: а — схема; 6 — матрица подвижностей Анализ структуры с помощью матрицы подвижностей позволяет не только выявить избыточные связи и лишние подвижности, но и определить, какими подвижностями должна обладать каждая кинематическая пара, чтобы избыточные связи исчезли, т. е. сделать структуру механизма рациональной. Схема рационального механизма, по кинематическим признакам аналогичного рассмотренному выше, и его матрица подвижностей показаны на рис. 1.3. Избыточные связи в самой кинематической паре не влияют на статическую определимость; для кинематической пары они, как правило, полезны, так как уменьшают контактные нагрузки на рабочих поверхностях. Это возможно в шлицевых соединениях или зубчатых передачах, где нагрузка воспринимается несколькими рабочими поверхностями. Функциональное назначение механизма определяет метод конструирования, применяемый для получения рациональной структуры — кинематический или машиностроительный. Кинематический метод конструирования — совокупность приемов проектирования кинематически точных механизмов и приборов, для которых главными признаками являются рациональная структура и минимальные погрешности кинематических характеристик в течение всего срока эксплуатации. Отличительные особенности метода: степень подвижности звена определяется числом точек контакта его с сопряженным звеном; на прямой не может находиться более двух контактных точек, на плоскости или сфере — не более трех, на любой другой поверхности — не более четырех; любая точка опоры должна лишать звено одной степени подвижности; характер подвижности звена (вращение или поступательное движение) определяется числом контактных точек и расположением относительно них контактных поверхностей; расстояния между контактными точками должны быть максимальными; нормали к опорным поверхностям в контактных точках должны совпадать с направлением усилий, перемещения от которых ограничиваются; непрерывность контакта на опорных площадках обеспечивается замыкающими (усилиями (силами веса или пружин); размеры опорных площадок должны быть минимальными; относительные перемещения в кинематических парах желательно осуществлять с помощью качения или упругого деформирования деталей...........
Машиностроительный метод конструирования применяют для механизмов, передающих большие мощности и имеющих значительные усилия в кинематических парах. В этом случае элементы конструкции можно выполнить только в соответствии с первыми тремя положениями кинематического метода, а остальные положения, вследствие действия больших усилий в зонах контакта, формулируют так: контактирование звеньев осуществляют по поверхностям; замыкание обеспечивают охватом поверхностей, замыкающие усилия должны отсутствовать; поверхности, ограничивающие перемещения, можно располагать под углом к направлению перемещения, а в качестве ограничивающих усилий использовать силы трения; в кинематических парах возможно многократное дублирование связей для уменьшения контактных давлений. Типичные машиностроительные конструкции: роликовые подшипники качения — нагрузки распределены по контактным линиям и воспринимаются несколькими роликами; резьбовые соединения — усилие от винта к гайке передается поверхностью многих витков; многоопорные стержни, рамы и корпусные детали несущих конструкций приборов. При создании конструкции следует учитывать, что на ее детали воздействует комплекс внешних нагрузок и климатических факторов [18]. Эксплуатационный уровень проектирования — разработка методов регулировки, настройки, эксплуатации и ремонта изделия. Регулировку и настройку производят для получения требуемых функциональных показателей в течение всего срока эксплуатации; на случай нарушения нормального функционирования предусматривают методы ремонта, обеспечивающие восстановление нормальной работы технического устройства. Документы, разрабатываемые на этом уровне: техническое описание с техническими характеристиками изделия, инструкции по эксплуатации и техническому обслуживанию, руководство по ремонту. 3. ОПТИМАЛЬНОЕ И АВТОМАТИЗИРОВАННОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ ' При проектировании любого устройства стремятся получить конструкции с оптимальными показателями. Это могут быть частные критерии качества /Сц /<2, ...УКп (показатели точности, запас прочности, надежность и т. п.) или комплексный критерий /С = К (/Ci, /С2, Кп), учитывающий большинство или все частные критерии (например, стоимость изделия). Все эти показатели являются функциями геометрических параметров и свойств материалов звеньев х1у х2, ..., хт, т. е. всегда существует зависимость комплексного критерия К от параметров х^: К — К (х1у х2, ..., хт). Оптимальной конструкция получается тогда, когда критерий /С принимает максимальное или минимальное значение. Поэтому К носит название критерия оптимальности конструкции. Достигнуть оптимальности изделия при проектировании можно, изменяя параметры хс с учетом их возможных ограничений Rlt R2, ..., Rn, которые также являются функциями xf. R{ = Rt (jclf x2, ..., xm). Сложность и трудоемкость проектирования оптимального устройства заключается в том, что для всего множества параметров xt необходимо найти такие их значения, которые обеспечили бы максимум (минимум) критерия оптимальности. В большинстве случаев проектирования оптимальных конструкций связь критерия оптимальности и функции ограничения с конструктивными параметрами нелинейна, а сам критерий представляет функцию со многими экстремумами. Поэтому решение задачи создания оптимального устройства сводится к поиску глобального экстремума критерия оптимальности методами нелинейного программирования, который выполняют с помощью ЭВМ. Совокупность методов, алгоритмов и программ, с помощью которых ЭВМ производит автоматизированное решение задач оптимизации, т. е. находит по математической модели значения конструктивных параметров, обеспечивающих минимум (максимум) критерия оптимальности, называют системой оптимального проектирования. Система автоматизированного проектирования (САПР) — это совокупность системы оптимального проектирования (комплекса программных средств и информационной базы) и комплекса технических средств, обеспечивающих автоматизированное решение задач оптимизации объекта проектирования. Типовая САПР в комплексе технических средств содержит ЭВМ, на которой решают задачу поиска оптимальных параметров проектируемого объекта, аппаратуру автоматизированного рабочего места разработчика (АРМ), включающую мини-ЭВМ, дисплейные пульты и графопостроитель, и средства сопряжения АРМ с ЭВМ. В программное обеспечение АРМ входят модели графических изображений, банк данных нормативной информации, программы интерактивной графики, система программ управления графопостроителем или технологическим оборудованием. С помощью средства САПР можно проводить численные эксперименты на математической модели объекта, что существенно расширяет возможности разработки оптимальной конструкции. При интерактивных (диалоговых) методах проектирования разработчик управляет алгоритмами поиска оптимума, изменяет параметры математической модели объекта проектирования, а в необходимых случаях и сам критерий оптимальности, функции ограничения, т. е. оперативно вмешивается в процесс оптимизации, добиваясь наилучшего решения [45]. При проектировании оптимальной конструкции весьма важно обоснованно выбрать критерий оптимальности и правильно определить связь с ним частных критериев Ki и определяющих параметров Обычно рассматривают четыре пути решения этой задачи [16]. Первый, наиболее простой: в качестве критерия оптимальности применяют один из частных критериев Kt, если очевидно, что именно он является определяющим. Таким показателем, например, может быть масса изделия, применяемого на подвижном объекте, или потребляемая мощность для автономных устройств. В этом случае остальные частные критерии становятся функциями ограничений, которые также должны учитываться при проектировании. Второй, более общий путь: определяющим является комплексный критерий качества, оптимальное значение которого может быть достигнуто улучшением нескольких частных критериев, т. е. задача оптимизации становится многокритериальной. При этом особенно важно правильно учесть связь критериев К( с комплексным К и существующие функции ограничений Rt. Это более сложная, но и более совершенная постановка задачи оптимизации. Третий путь — формирование комплексного критерия оптимальности как вектора допусков Д = Д (Д1? Д2, ..., Ап) частных критериев качества Ki> причем допуск частного критерия определяют как разность между получаемым в процессе проектирования значением /Q и минимальным Kt min. Критерии Ki располагают по степени важности, а затем производят последовательную оптимизацию по каждому из них, начиная с главного так, чтобы отклонение каждого критерия от оптимального значения не превышало соответствующего допуска At*. Четвертый путь — адаптивное формирование критерия оптимальности в процессе проектирования. Комплексный критерий определяют по частным, исходные значения которых соответствуют допустимым значениям первичных параметров Хр Оптимизацию конструкции проводят в два этапа: 1) формирование комплексного критерия по результатам численных экспериментов; 2) оптимизация параметров с помощью разработанных критериев. Форму комплексного критерия разработчик изменяет по результатам оптимизационных расчетов и проработки конструкции. 4. КРИТЕРИИ КОНСТРУКТИВНОГО КАЧЕСТВА И ЭКОНОМИЧЕСКОЙ ЭФФЕКТИВНОСТИ МЕХАНИЗМОВ При создании любого устройства следует стремиться к его технико-экономической эффективности. Конструкция должна быть оптимальной, а затраты средств на проектирование и эксплуатацию — минимальными. Поэтому необходима система показателей, по которым оценивается качество изделия, т. е. совокупность свойств продукции, обусловливающих ее способность выполнять целевое назначение. Показатели качества — количественные характеристики одного или нескольких свойств, составляющих качество. Согласно ГОСТ 15467—79 различают показатели качества: единичные, характеризующие одно из свойств изделия; комплексные, характеризующие несколько свойств; определяющие, по которым оценивается качество; интегральные — отношение суммарного полезного эффекта от эксплуатации изделия к суммарным затратам на его создание. Технический уровень изделия определяют, как правило, единичными показателями качества; однако, если ни один из этих показателей не может быть принят за определяющий, необходим комплексный показатель, учитывающий влияние на качество большинства или всех единичных критериев. Показатели качества должны объективно оценивать качество изделия, давать возможность сравнивать его с существующими и проектируемыми и выбирать перспективные направления проектирования новых технических устройств. При оценке качества промышленной продукции, в соответствии с РД 50-64—84, следует учитывать показатели: назначения; надежности; эргономичности эстетичности; технологичности; транспортабельности; стандартизации и унификации; патентно-правовые: экологические; безопасности. Кроме того, существуют экономические показатели качества, характеризующие затраты на разработку, изготовление и эксплуатацию изделия. В совокупности все они — показатели конструктивного совершенства и экономической эффективности конструкции, однако они часто не безразмерны и поэтому применяются для устройств конкретного функционального назначения. Их целесообразно объединить в один комплексный критерий, количественное значение которого должно давать представление об абсолютной оценке качества технического устройства. Структура такого комплексного критерия качества для механических устройств может быть получена методами теории подобия и анализа размерностей [60]. Основной целевой функцией механизмов и их узлов является передача механической энергии от ее источника к потребителю (от входного звена к выходному). Физические величины, характеризующие процесс передачи и состояние материалов в объеме, где он осуществляется, должны образовать безразмерные единичные критерии, а их совокупность — комплексный критерий, определяющий качество механизма. Такими величинами являются: а)    параметры, связанные с мощностью и размерами: Тп — момент на выходном звене; con — угловая скорость выходного звена; V — объем механизма; Е — приведенный модуль упругости материалов, из которых изготовлен механизм; б)    показатели надежности; Ор — технический ресурс; р (t) — вероятность безотказной работы; в)    показатели кинематической точности: Дф2 — кинематическая погрешность, /<р2 — свободный (мертвый) ход; г)    показатели использования несущей способности материалов: а, т, — значения действующих нормальных, касательных и контактных напряжений и допустимые значения ар, тр, okp; д)    показатели технологичности конструкции: коэффициенты уровня технологичности по трудоемкости Ку т или по себестоимости Кст согласно ГОСТ 14.201—83 и методическим рекомендациям. Единичные критерии качества образуют следующим образом. Группа величин, характеризующих процесс передачи энергии в объеме механизма, и характерное для механизма время Ф, за которое параметр я, определяющий работоспособность механизма, достигает критического значения яр при работе механизма в условиях воздействия стандартной окружающей среды, позволяет образовать первый единичный критерий — коэффициент использования объема К у = Тп(йпЫЕУ (в первом приближении Ф может быть связано с техническим ресурсом уравнением О = = Ор (яр/я0)т, где я0 — значение я при стандартных условиях, m — степень влияния я на О). Для того чтобы учесть инерционные свойства механизма, следует ввести в выражение для Kv момент инерции, приведенный к ведущему звену Jlnp, угловое ускорение ех, передаточное отношение iln, КПД механизма г\: (Tl — J InpBl) 11п<°пФ EV (1.1)
При оценке массовых характеристик механизма можно использовать аналогичный критерий Km — коэффициент использования массы: (7*1 - ^lnp®!) *lnG>«Tl*P (1.2)
Km —
где М — масса механизма, р — приведенная плотность материалов. Из полученных для Kv и Km выражений следует, что качество механизма тем выше, чем больше при прочих равных условиях мощность Nn = Тпсол на выходном валу и технический ресурс Ор, а также чем меньше объем или масса механизма, модуль упругости материалов Е (корпус следует изготовлять из легких металлов или пластмасс). Критерий кинематической точности, учитывающий кинематическую погрешность и свободный ход /(д = (ДЧ2 + /ф2Г‘,    (1.3) показывает, что качество тем выше, чем выше точность механизма. Критерий использования несущей способности материалов к — 0 т    п Км — "7Г“ • ~Г~ • “— •    (1-4) °Р ТР а/гР Из выражения следует, что для повышения качества нужно максимально использовать прочностные свойства материалов. Критерий, учитывающий надежность, можно приравнять вероятности безотказной работы: /Ср = р (t), а технологическое совершенство конструкции определить коэффициентом уровня технологичности по трудоемкости: Кт = Ку т. Принципиально возможно разработать выражения для единичных критериев, описывающих остальные параметры качества — эргономичность, эстетичность и т. п. [1, 38]. Выражение для комплексного критерия качества — комплексной целевой функции качества — можно получить, например, как аддитивную функцию единичных критериев Kiy учитывая их весовые коэффициенты W( [45]: к=!>,/<,•.    о-в) В соответствии с теорией подобия, выражение для комплексного критерия качества получают в виде функционала К = KVKIK%KIK* • • • = П Krp.    (1.6) Численные значения коэффициентов влияния а, Р и т. д. в выражении (1.6) можно получить для существующих конструкций методами корреляционного анализа. Статистическая обработка данных некоторых предприятий приборостроительной промышленности показывает, что значение коэффициента влияния а для критерия лежит в диапазоне 1,4...2,5, а структура формул для расчета прочности элементов конструкции и стоимость конструкционных материалов дают для коэффициента Км значение Р = 0,4...1,2. Для силовых механизмов общего машиностроения, кинематическая точность которых может не учитываться, следует принять а = 0; для кинематических, где нагрузки малы, Р = 0. Выражения для комплексных критериев качества могут быть получены и для отдельных узлов механизмов [18]. Разработка комплексных критериев качества — важная задача на пути совершенствования конструкций, оптимизации их параметров при автоматизированном проектировании, определении перспективных направлений проектирования механизмов. Оценка качества конструкций с помощью комплексных критериев позволит выбрать механизмы с кинематическими схемами, наилучшим образом соответствующими основному функциональному назначению, наиболее совершенных в техникоэкономическом отношении. При оптимизации конструкции по критерию качества можно определить, какие параметры нужно улучшать в первую очередь, чтобы повысить качество разрабатываемого механизма. Глава 2 СОЕДИНЕНИЕ ДЕТАЛЕЙ И УЗЛОВ 1. ТИПЫ СОЕДИНЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В МЕХАНИЗМАХ Соединение применяют для сборки механизма из отдельных деталей. В зависимости от возможности повторной разборки и сборки соединения разделяются на разъемные и неразъемные. Разъемным называется соединение деталей, при котором возможна повторная разборка и сборка без повреждения деталей. Допускается повреждение или деформация только соединяющих деталей. Разъемное соединение должно обеспечить: возможность многократной сборки и разборки без повреждения деталей, необходимую прочность соединения, сохранение взаимного расположения деталей при повторных сборках и разборках и в эксплуатационных условиях после сборки. Недостатком разъемных соединений является возможность саморазъ-единений при работе в условиях вибраций и тряски. В приборостроении в основном применяются следующие типы разъемных соединений: резьбовые, штифтами (штифтовые), силами трения (зажимные) и штыковые. Рис. 2.1. Зубчатое колесо: а — изготовленное как одна деталь; б — изготовленное из двух деталей
Неразъемным называется соединение, разъем которого невозможен без повреждения соединяемых деталей. Неразъемные соединения применяют в тех случаях, когда изготовление детали из целого куска материала затруднено или неэкономично (рис. 2.1), а также, если отдельные части детали должны обладать различными электрическими, магнитными или механическими свойствами . а    8
К неразъемным соединениям предъявляют следующие требования: прочность материала соединения и деталей должна быть одинаковой; соединения должны выполняться без дополнительных деталей с минимальным числом сборочных операций; взаимное расположение деталей должно быть точным; соединения должны быть плотными и экономичными. В приборостроении применяют в основном такие неразъемные соединения, как сварка, пайка, а также склеивание, запрессовка, заформовка, замазка, с пластическим деформированием деталей (выпуклые пояски, фальцы, лапки и заклепки). 2. РЕЗЬБОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Резьбовые соединения выполняют с помощью специальных крепежных деталей: болтов, винтов, шпилек, гаек или деталей с резьбой, ввинчиваемых одна в другую. В приборостроении применяют несколько видов резьб, параметры которых приведены в табл. 2.1. Для крепежных деталей используют метрические резьбы с крупным и мелким шагом. В табл. 2.2 приведены типы стандартных'винтов общего назначения. Наиболее распространенными являются винты с цилиндрической головкой. Эта форма головки обеспечивает при сборке более прочную затяжку винта. Винты с потайной, полупотайной и полукруглой головкой имеют более эстетичный вид и применяются для установки на внешних частях изделий. Головки винтов выполняют с прямыми по ГОСТ 24669—81 (СТ СЭВ 1016—78) или крестообразными шлицами по ГОСТ 10753—80 (СТ СЭВ 1017—78). Стенки крестообразного шлица меньше сминаются и снижается опасность срыва отвертки при завинчивании. Винты с отверстиями, просверленными крест-накрест, применяют как установочные и для пломбировки. ■i
Рис. 2.2. Виды шпилек: а — для фланцевых соединений; б — для единения корпусных деталей
Кроме винтов общего назначения, применяют установочные винты (табл. 2.3), которые служат для предотвращения взаимного сдвига деталей, восприятия сдвигающих сил и работают не на растяжение, а на сжатие. Усилие на деталь, сопряженную с другой, имеющей резьбу, эти винты передают не головкой, а концом винта. Поэтому установочные винты имеют резьбу по всей длине стержня. Во вращающихся деталях во избежание дисбаланса применяют установочные винты без головок, со шлицом под отвертку. Для неподвижных деталей и при необходимости большой затяжки можно применять установочные винты с головками. Формы и размеры отверстий под концы установочных винтов должны соответствовать ГОСТ 12415—80. Для фланцевых соединений используют шпильки с одинаковыми резьбовыми концами (рис. 2.2, а), а для соединения корпусных деталей — шпильки с одним 2.1. Типы и параметры резьб, применяемых в приборостроении Наиме Форма профиля Основные размеры Область применения Стандарт значе Метрическая: для деталей общего назначения из пластмасс для приборостроения ГОСТ 24705—81 ‘••SS‘01\' В качестве крепежной ГОСТ 24706—81 Для точных приборов ГОСТ 11709—81 (СТСЭВ 1158—78) М1...М180 Для деталей из пластмасс, соединяемых с пластмассовыми и металлическими деталями Дюймовая коническая 2 tg <р == 1:16 ГОСТ 6111—52 П " о Л 73 СО Резьбовые соединения топливных, масляных, водяных и воздушных трубопроводов Т рапецеидальная: многоза- одноза-ходная ходная ГОСТ 24737—81 (СТ СЭВ 838—78) Для ходовых винтов и гаек ГОСТ 24739—81 (СТСЭВ 185-79) Е Трубная: коническая цилиндрическая ГОСТ 6357—81 (СТ СЭВ 1157-78) О см • о *4 11 со Для герметичных соединений трубопроводов 2 tg ф = 1:16 ГОСТ 6211—81 (СТ СЭВ 1159—78) со ; ^ 2 •см : о В качестве уплотняющей Основные размеры Наиме нование Форма профиля Стандарт значе Область применения Упорная одноза-ходная ГОСТ 10177—82 (СТСЭВ 1781—79) S10...S640 Для ходовых ВИНТОВ и гаек при одностороннем усилии ,ля объективов ГОСТ 3469—83 Для крепления объективов микроскопов Окулярная ГОСТ 5359—77 Для соединения трубчатых тонкостенных деталей, применяемых в оптическом производстве ГОСТ 6042—83 (СТСЭВ 3151—81) Для металлических и неметаллических элементов (керамических, пластмассовых) электротехнических изделий 8 - >> eS С О сх 4 о Я О да У « О \Ч| \ ч\ ГОСТ 8587—71 Для осветительной арматуры g а ч 4s * 3; 2.2 Типы винтов Вид шлица на головке
Предельные размеры резьбы
Общего назначения ГОСТ 1491—80* (СТ СЭВ 2653—80)
М1...М20
Прямой
При больших усилиях затяжки
С цилиндрической головкой классов точности А и В
в
ГОСТ 11644—75 (СТ СЭВ 2654—80)
М2...М10
То же, более эстетичный внешний вид
С цилиндрической скругленной головкой классов точности А и В

МЗ...М52
Для обеспечения прочной затяжки
ГОСТ 11738—84
С цилиндрической головкой и шестигранным углублением «под ключ»
Прямой или крестообразный
При небольших усилиях затяжки
ГОСТ 17473—80*
С полукруглой головкой классов точности А и В
М1...М20 С полупотайной готовкой классов точности А и В L- .....У ГОСТ 17474—80* (СТ СЭВ 2655—80) То же
На внешних частях изделий; для более точной фиксации С потайной головкой ГОСТ 17475—80* (СТСЭВ 2652—80) М1...М20 На внешних изделий для частях^ классов точности А и В получе- ния ровной поверх- ности Невыпадающие ГОСТ 10336—80
М2,5.,.М12
Прямой
При больших усилиях затяжки
С цилиндрической головкой

>Прямой или крестообразный
При больших усилиях затяжки
ГОСТ 10337—80
С цилиндрической головкой и сферой
ГОСТ 10338—80 М6...М20
С шестигранной головкой
Для обеспечения прочной затяжки
'Прямой или крестообразный
ГОСТ 10339—80
М2,5...М12
При небольших усилиях затяжки на внешних частях изделия
С потайной головкой
То же
С полупотайной головкой
ГОСТ 10340—80
При небольших усилиях затяжки
Предельные размеры резьбы
Вид шлица на головке
ГОСТ 10341—80
М2,5...М12
При нег оль их усилиях ЗЭ1ЯЖКИ
Прямой или крестообразный
С полукруглой ГОЛОВКОЙ
ГОСТ 10342—80
М6...М16
При больших усилиях затяжки и необходимости углубления головки винта
С цилиндрической головкой и шестигранным углублением «под ключ»
Для затруднения отвинчивания' ГОСТ 10343—80
С лыской «под ключ»
ГОСТ 10344—80
М2,5...Ml 2
При частом завинчивании вручную
С накатанной головкой

ш-
Самонарезающие для металла и пластмассы с притупленными концами класса точности В С потайной головкой ГОСТ 10619—80 М2.5...М8 Прямой или крестообразный Для соединения деталей из материалов менее прочных чем материал винта без нарезки резьбы в соединяемых деталях С полупотайной головкой
ГОСТ 10620—80
М2,5...М8
С полукруглой головкой
ГОСТ 10621—80

То же, на внешних частях изделий при небольших усилиях затяжки То же, при небольших усилиях затяжки
Самонареаающие для металла и пластмассы с заостренными концами класса точности В Прямой или крестообразный То же, не требует предварительного сверления отверстия То же, на внешних частях изделия С полукруглой головкой С полупотайной головкой С потайной головкой ГОСТ 11650—80 ГОСТ 11651—80 ГОСТ 11652—80
М2,5...М8
Предельные раз- Вид шлица 0б шжменения меры резьбы на головке иоласть применения С накатанной головкой ГОСТ 21331—75 (СТ СЭВ 2655—80) С ВЫСОКОЙ ГОЛОВКОЙ

ГОСТ 21332—75 (СТ СЭВ 2657—80) С низкой головкой
ГОСТ 21333—75 (СТ СЭВ 2657—80)
С низкой головкой и коническим концом
Для стопорения деталей, при частом завинчивании вручную
Прямой или крестообразный г
М1...М12
С низкойiголовкой и ступенчатым концом
ГОСТ 21334—75 (СТ СЭВ 2657—80)

ГОСТ 21335—75 (СТ СЭВ 2657—80)
С низкой головкой и засверленным концом
Для стопорения деталей, при частом завинчивании вручную
ГОСТ 21336—75 (СТ СЭВ 2657—80)
С низкой головкой и закругленным концом
ГОСТ 21337—75 (СТ СЭВ 2657—80)
С низкой головкой и цилиндрическим концом
г
2.3. Типы установочных винтов с прямым шлицем классов точности А и В Область применения !а
Наиме нование
ГОСТ 1476—84 (СТ СЭВ 2659—80) U и й
Для стопоре-ния вращающихся деталей при небольших боковых усилиях €
5
ГОСТ 1477—84 (СТСЭВ 2658—80)
§5 и §
ГОСТ 1478—84 (СТСЭВ 2660—80)

То же, при значительных боковых усилиях
£
s О) Я Я сг х Г Л s О U о.«
ГОСТ 1479—84 (СТ СЭВ 2661—80)
Для стопоре-ния вращающихся незакаленных деталей, без засвер-ловки

х 2 а> о U в
§
2.4. Типы гаек Наименование Конструкция Стандарт Область применения Шестигранные Класса точности В ГОСТ 5915—70* (СТСЭВ 3683—82) М6...М48 Класса точ ГОСТ 5927—70* ности А (СТСЭВ 3680—82) Для всех видов резьбовых соединений <У СО 2 « я Р. 4    3 5    а <и Я С O.VO
Область применения
Низкие, класса точно-ти В 'Н'
То же, класса точности А ГОСТ 5916—70* (СТСЭВ 3685—82) £
ГОСТ 5929—70 (СТСЭВ 3681—82) Для предохранения от самоотвин-чивания и при ограниченных габаритах При частом завинчивании и больших усилиях
Высокие, класса точности В
ГОСТ 15523—70*
£
ГОСТ 15524—70*
То же, класса точности А
£
Особовысо-, кие, класса точности В ГОСТ 15525—70*
ГОСТ 5931—70
То же, класса точности А ГОСТ 15521—70
С уменьшенным размером «под ключ», класса точности В
Для всех видов резьбовых соединений при ограниченных габаритах и малых усилиях

ГОСТ 2524—70
То же, класса точности А
ГОСТ 15522—70
Для предохранения от самоот-винчива-ния, при ограниченных габаритах и малых усилиях
Низкие, с уменьшенным размером «под ключ» класса точности В

оо
ГОСТ 2526—70
То же, класса точности А
Наименование Конструкция Стандарт ё 2 5 & <и «5 Область применения Шестигранные прорезные и корончатые Для предохранения от самоот-винчивания
ГОСТ 5918—73* (СТ СЭВ 2664—80)
Класса точности В

ОО
ГОСТ 5932—73* (СТСЭВ 2664—80)
Класса точности А
£
То же, при ограниченных габаритах
ГОСТ 5919—73* (СТ СЭВ 2663—80)
Низкие класса точности В
00
а
ГОСТ 5933—73*
То же, класса точности А
S
С уменьшением размеров «под ключ» класса точности А ГОСТ 2528—73*

ГОСТ 5935—73*
То же, низкие

£
Круглые С отверстиями на торце «под ключ» ГОСТ 6393—73 При малых усилиях и для регули* ровки Область применения

ГОСТ 8381—73
С радиально расположенными отверстиями
При малых усилиях и для регулировки
£
ГОСТ 10657—80
Со шлицем на торце, класса точности В

£
Для закрепления втулок и подшипников, для регулировок
Шлицевые
ГОСТ 11871—80
г
£
Для внешних частей изделий Колпачко ГОСТ 11860—85* £
При завинчивании «от руки» более коротким концом (рис. 2.2, б), который ввертывается в резьбовое отверстие — гнездо. Конструкции и размеры шпилек устанавливаются ГОСТ 22032—76..► 22043—76. В табл. 2.4 показаны различные типы гаек. Основной тип — шестигранная гайка нормальной высоты. Для уменьшения износа резьбы при частом отвинчивании применяют высокие гайки. Глухие гайки, закрывающие конец винта, используют на наружных частях приборов для улучшения внешнего вида, а также для уплотнения места резьбы (глухая гайка закрывает путь для прохода воздуха вдоль резьбы). Если необходимо затруднить отвинчивание, применяют гайки особой формы, требующие специальных ключей или отверток. Рис. 2.3. Формы опорных поверхностей под крепежные детали: а, б, в — под болты с шестигранной головкой и шестигранные гайки с шайбами; г, д — под винты с потайной и полупотайной головкой; е — под винты с цилиндрической головкой Технические требования к болтам, винтам, шпилькам и гайкам с диаметром резьбы от 1 до 48 мм устанавливаются ГОСТ 1759—70 (СТ СЭВ 607—77, СТ СЭВ 1018—78). Форма опорных поверхностей под крепежные детали показана на рис. 2.3. Размеры и предельные отклонения опорных поверхностей устанавливает ГОСТ 12876—67 (СТ СЭВ 213—82). При соединении двух металлических деталей винтами резьбу рационально нарезать в детали большей толщины. Размеры отверстия под нарезание метрической резьбы устанавливаются ГОСТ 19257—73, а размер стержня — ГОСТ 19258—73. Длина нарезанной части винта или шпильки зависит от материала винта и детали, играющей роль гайки. Например, стальной винт нужно завинчивать в алюминиевую де-
Рис. 2.4. Способы увеличения длины нарезки резьбы: а — загибкой листа; б — приваркой накладки; в — приклепыванием накладки;*г — приваркой или припайкой втулки; д — расклепкой втулки; е — заформовкой втулки таль на большую длину, чем в стальную, гак как нарезка в первой менее прочна. На практике для стальных деталей минимальную глубину ввинчивания обычно берут равной диаметру винта, а для деталей из изоляционных материалов — удвоенному диаметру. Если толщина детали, в которой нарезается резьба, недостаточна, го в этом месте деталь утолщают по одному из способов, показанных на рис. 2.4. Удобный способ вытяжки отверстия в детали под резьбу из тонкого листового материала показан на рис. 2.5, а. Высота вытяжки h в зависимости от диаметра отверстия d и толщины материала s принимается равной: 0,6 0,8 1,0 1,2 1,5 s, мм h/d . .
0,5 0,6 0,7 0,75 0,8 Такую вытяжку под резьбу целесообразно производить при значительной разности между диаметром винта и толщиной листового материала. Если ввинчиваемая деталь (например, патрон лампы) упирается в пружинящий упор и имеет благодаря этому дополнительную точку опоры, то можно ограничиться резьбой, состоящей из одного витка. Такую резьбу получают в отверстии с радиальной просечкой, отгибая его края по винтовой линии (рис. 2.5, б). Одновитковую резьбу можно изготовить в пластмассовой детали при прессовке (рис. 2,6). Упрощенное одновитковое соединение винта с деталью в виде отрезка полой трубки можно выполнить без нарезания в ней резьбы (рис. 2.7). В таком соединении проволочную скобу вставляют в сквозные пазы трубки и она выполняет роль полувитка внутренней резьбы. Размеры сквозных отверстий под болты, винты и шпильки устанавливает ГОСТ 11284—75 (СТ СЭВ 2515—80) в зависимости от типа соединения (болтовое или винтовое), способа образования отверстий, их количества и характера расположе-
Рис. 2.7. Упрощенная конструкция по-лувитковой гайки
Рис. 2.8. К расчету винтового соединения: а — схема действия сил; б — конструкция винтового соединения втулкой

&
в
Рис. 2.6. Одновитковая резьба в пластмассовой детали

Рис. 2.5. Изготовление резьбы в деталях из тонкого листового материала: а — вытяжкой; б — отгибкой краев отверстия
Рис. 2.9. Крепление тонких пластин одним винтом: а — с упором торца пластины в плоскость; б — установка пластины в пазу; в — с загибом лапки пластины на плоскость; г — с загибом лапки пластины в отверстие; д — с вдавливанием материала пластины в отверстие ния. Допуски расположения осей отверстий под крепежные детали выбирают по ГОСТ 14140—81 (СТ СЭВ 637—77). При больших усилиях затяжки винты рассчитывают на прочность, исходя из условий работы материала винта на растяжение. В том случае, если винт препятствует сдвигу соединенных деталей в направлении, перпендикулярном к оси винта, его следует проверить на срез (рис. 2.8, а). Если винт не выдерживает возникающих напряжений, применяют другую конструкцию (рис. 2.8, 6). Для обеспечения определенного взаимного расположения скрепляемых деталей применяется не менее двух вингов либо один со штифтом или упором. Примеры крепления одним винтом деталей из листового материала показаны на рис. 2.9. а — колонка с внутренним резьбовым отверстием; 6 — колонка с резьбовой цапфой; в — при ограниченных габаритах; г — при необходимости предохранения колонок от проворачивания
A-A


Рис. 2.10. Крепление колонок с цапфами к платам:
Рис. 2.11. Способы соединения металлических деталей с изоляционными материалами: а, б — свободная установка гаек в фигурные отверстия; в — установка металлической втулки в круглое отверстие; г, д — установка металлической втулки развальцовкой; е — приклепывание металлической накладки; ж — крепление металлической накладки винтами ш


Рис. 2.12. Соединение деталей, находящихся под различными электрическими потенциалами Рис. 2.13. Соединение деталей капроновыми винтами
Рис. 2.14, Соединение самонарезающими винтами 28


Рис. 2.15, Способы предотвращения самоотвинчи-вания
Для закрепления колонок с цапфами применяют конструкции, изображенные на рис. 2.10. Если требуется предотвратить проворачивание, в цапфе срезают плоскости, а в пластинке штампуют отверстие соответствующей формы (рис. 2.10, г, сечение А—А, варианты /, //). При соединении металлических деталей с неметаллическими резьбу нарезают в первых. Если по каким-либо причинам это невозможно, а нагрузки значительные, в деталь из изоляционного материала заформовывают или вставляют металлическую втулку с внутренней резьбой (рис. 2.11). При соединении металлическими винтами деталей, находящихся под различными электрическими потенциалами, для изоляции применяют шайбы и втулки, которые однако значительно усложняют сборку, узлов (рис. 2.12), поэтому в последнее время для таких соединений применяют пластмассовые винты (рис. 2.13, а, б). В приборостроении используют также соединение Рис. 2.16. Конструкции с невыпадающими винтами: а — при h > /; 6 — при скреплении деталей из тонкого листового материала; в — с использованием винта и штифта; г —* при поступательном перемещении детали /. Q
9
в
г
самонарезающими винтами, которые ввинчивают в отверстие детали, изготовленной из менее твердого материала (рис. 2.14). При повторной сборке в этом случае необходимо брать винт большего диаметра. Типы стандартных самонарезающих винтов приведены в табл. 2.2. Механизмы приборов'часто работают в условиях вибраций и тряски, что приводит к самоотвинчиванию резьбовых соединений, поэтому следует стремиться к уменьшению таких соединений или принимать меры против их самоотвинчивания. Способы и конструкции предотвращения самоотвинчивания разделяют на группы: 1.    Конструкции, создающие повышенное трение между головкой винта и деталью или между витками резьбы гайки и винта. К таким конструкциям относятся: контргайка (рис. 2.15, а), разрезная гайка (рис. 2.15, б, в), упругая сжимаемая шайба (рис. 2.15, г), гайка с упругим уплотнением в виде завальцованной фибровой шайбы (рис. 2.15, д). В последней конструкции создается повышенное трение между фибровой шайбой и винтом, который прорезает в ней резьбу. Такие гайки выдерживают без повреждения 40—50 завинчиваний. При ввинчивании латунных винтов в пластмассовые, текстолитовые и гетинаксовые детали создается большее трение, чем при ввинчивании в эти детали стальных винтов. 2.    Специальные детали, помещаемые между головкой винта или гайкой и деталью. Например, разрезная пружинная шайба (ГОСТ 6402—70 (СТ СЭВ 2665—80)) (рис. 2.15, е). При отвинчивании винта острые края шайбы врезаются в тело головки и детали, препятствуя самоотвинчиванию. При стопорении такой шайбой создается эксцентрично приложенное усилие, которое может вызвать обрыв головки винта. Действие этого усилия опасно тем, что оно создает растягивающие и изгибающие напряжения в теле винта. Стопорные шайбы (ГОСТ 10462—81... 10464—81) (рис. 2.15, ж—и) не создают эксцентричного усилия. Материал шайб должен обладать большей твердостью, чем материал головки винта и детали. 3.    Деформируемые детали, служащие только для предотвращения самоотвинчивания. К таким деталям относятся стопорные шайбы с лапкой и носком (ГОСТ 13463—77... 13466—77), пластинки с отгибаемыми частями. Эти части отгибаются в специальное отверстие в неподвижной детали либо за гранью головки винта или гайки (рис. 2.15, /с, л). Для стопорения круглых шлицевых гаек (см. табл. 2.4) применяют стопорные шайбы ГОСТ 11872—80. 4.    Применение прорезных или корончатых гаек (см. габл. 2.4), в пазы которых и предварительно просверленное отверстие в стержне винта устанавливаются шплинты ГОСТ 397—79 (СТ СЭВ 220—75), концы которых разгибают на грани гайки (рис. 2.15, р). 5.    Изменение формы головки, конца винта либо детали кернением (рис. 2.15, м, «). 6.    Нанесение лака или краски, соединяющей винт с неподвижной деталью (рйс. 2.15, о, п). Этот способ рекомендуют для винтов с резьбой до М8. Рекомендуется наносить 2—3 капли лака или краски со стороны головки винта (если под нее не подложена упругая шайба). В этом случае создается больший тормозной момент (удерживающее усилие действует на большем радиусе),- чем при нанесении лака или краски на конец винта. При частых разборках для предотвращения потери винтов применяют конструкции с невыпадающими винтами (рис. 2.16). Типы стандартных невыпадающих винтов показаны в табл. 2.2. Винты применяют и в неразъемных соединениях. В этих случаях резьбу винта перед завинчиванием покрывают клеем, что обеспечивает прочность соединения. 3. СОЕДИНЕНИЕ ШТИФТАМИ Штифты применяют для обеспечения скрепления деталей (с учетом возможности разборки узла); заданного взаимного расположения деталей, движущихся одна относительно другой. Для соединения деталей применяют несколько типов штифтов (табл. 2.5), выполняемых по техническим требованиям СТ СЭВ 238—75. Основной тип штифта — цилиндрический, применяемый для крепления тел вращения и фиксации положения деталей на плоскости. Недостаток соединения такими штифтами — неизбежный радиальный зазор, приводящий к сдвигу деталей или разъединению их при выпадании штифтов. Поэтому цилиндрические штифты требуют точного изготовления. Цилиндрические насеченные штифты могут быть изготовлены менее точно; они обеспечивают более прочное соединение деталей и лучше предохранены от выпадания, так как острые края бороздок штифта врезаются в тело соединяемых деталей. Для соединения неразборных конструкций применяют цилиндрические штифты с засверленными концами (рис. 2.17, ас, л). Конические штифты дают возможность получить более точное (ввиду отсутствия зазоров) и более прочное соединение, они лучше, чем цилиндрические, предохранены от выпадания (рис. 2.17, г—з). Однако изготовление конического штифта и отверстия для него значительно сложнее, чем изготовление штифтов других типов. Диаметр штифта выбирается из соотношения d^    dBi где dB — диаметр вала. Для предохранения цилиндрических и конических штифтов от выпадания применяют пружинящие предохранительные кольца, изготовленные из проволоки диаметром 0,5...0,8 мм (рис. 2.17, а). Штифты, обеспечивающие постоянство относительного положения деталей, называются установочными. Установочные штифты запрессовывают в одну из соединяемых деталей, а в другую вставляют при сборке с незначительным зазором. Расстояние между штифтами должно быть по возможности большим, так как угловые перекосы обратно пропорциональны этому расстоянию, поэтому в деталях прямоугольной формы их располагают по диагонали (рис. 2.18). Необходимым условием правильной сборки является точное соответствие отверстий штифтам, а также одинаковые расстояния между отверстиями в обеих соединяемых деталях. Для обеспечения этого отверстия под штифты сверлят в обеих деталях одновременно. В большинстве случаев применение штифтов требует точного выполнения отверстий в соединяемых деталях, что часто бывает неэкономичным, поэтому следует по возможности вместо штифтов применять шплинты (ГОСТ 397—79 (СТ СЭВ 220—75)), пружинные кольца (ГОСТ 13940—68...13941—68) и т. п. Соединение указанными деталями позволяет заменить выполнение точных отверстий проточкой канавки, что является более экономичным, особенно при массовом производстве. 2.5. Типы штифтов Предельные раз-меры, мм Цилиндрические ГОСТ 3128—70 (СТ СЭВ 239—75)
d = 0,6.,. 50 L = 2,5...280
Для разъемных соединений общего назначения
Гладкие
Насеченные с коническими насечками
ГОСТ 10773—80 (СТСЭВ 1485—78) d = 1,6...16 L = 4...120
Повышенная надежность против выпадания. Для взаимного фиксирования не рекомендуется
ГОСТ 12850—80 (СТСЭВ 1484—78 )
d= 1,0...16 L == 4...120
Насеченные с заход-ными концами
С засверленными концами (заклепочные) Для неразборных соединений ГОСТ 10774—80
d = 2...25 L = 6...200
ГОСТ 12207—79
d = 4...32 L= 16...200
Для облегчения разборки
С внутренней резьбой

ГОСТ 14229—78
Пружинные
d = 1...25 L = 4... 180
Повышенная надежность против выпадания, требуют менее точного отверстия

2 6-3587
Закаленные
ГОСТ 24296—80 (СТСЭВ 1487—78)
d = 0,6... 20 L = 2,5...120
Для разъемных соединений общего назначения при повышенной нагрузке
Конические ГОСТ 3129—70 (СТ СЭВ 240—75)
Гладкие
d = 0,6... 60 L = 4...280
Более точное фиксирование
ГОСТ 9464—79 (СТ СЭВ 283—76)
С внутренней резьбой
d = 6...50 L = 25...280
То же, для установки в глухие отверстия
ГОСТ 9465—79 (СТ СЭВ 282—76)
d = 5...l2 L = 40... 140
С резьбовой цапфой

ГОСТ 19119—80 (СТСЭВ 1488—78)
d — 5...16 L = 40...250
Для соединений, работающих в условиях вибрации
Разводные
---\
со
k\S44W>SV.V

tH ШЛ.


Рис. 2.17. Конструкции штифтовых соединений:
а — с цилиндрическим штифтом, расположенным радиально и предохранительным пружинным кольцом; б — с цилиндрическим штифтом, расположенным тангенциально; в — с цилиндрическим штифтом для закрепления детали с круглой цапфой на плате; г — закрепление коническим штифтом; д — закрепление оси в плате коническим штифтом о резьбовой цапфой; е — конический штифт с резьбовой цапфой; ж — конический штифт с внутренней резьбой; з — конический штифт с разводными концами; и — цилиндрический насечной штифт; к, л — цилиндрические штифты с засверленными концами Рис. 2.18. Расположение установочных штифтов Соединение силами трения широко применяют в приборостроении. В зависимости от назначения используют разъемные соединения, называемые зажимными устройствами, и неразъемные, путем запрессовки одной детали в другую. Зажимное устройство может быть получено перекашиванием детали, с помощью клина, эксцентрика или винта. Рис. 2.19. Соединение деталей перекашиванием:
В
а — схема действия сил; 6 — зажим с осевым радиальным действием силы; в — зажим с радиальным действием силы в
На рис. 2.19, а показана схема зажима перекашиванием («закусыванием»). В точках В и С зажима, осуществляемого перекашиванием детали А силой Р, возникают значительные силы трения, препятствующие движению детали D. Пример применения зажима перекашиванием показан на рис. 2.19,6, в. Недостаток таких зажимов состоит в том, что они не обеспечивают точной фиксации положения зажимаемой детали и повреждают ее поверхность. ш Рис. 2.21. Эксцентриковый зажим

Рис. 2.20. Клиновые зажимы: а — зажим коническим штифтом оси с поперечной прорезью; б — зажим коническим штифтом конца нити на барабане; в — с прижимным винтом; г — с отжимным винтом
Конструкции клиновых зажимов показаны на рис. 2.20. Зажимной деталью может быть конический штифт, используемый, например, для зажима оси, имеющей прорезь, в корпусе (рис. 2.20, а) или для зажима конца нити на барабане (рис. 2.20, б). При частых ослаблениях применяют клиновые зажимы с винтами (рис. 2.20, в, г). Эксцентрик (рис. 2.21) используют в тех случаях, когда необходимо обеспечить быстрое затягивание или ослабление зажима.
Рис. 2.22. Винтовые зажимы Зажим винтом можно производить непосредственно (рис. 2.22, а) через промежуточную деталь — для предохранения основной детали от повреждения (рис. 2.22, б) или косвенно (рис. 2.22, в). Для осуществления надежного зажима в зажимном устройстве, показанном на рис. 2.22, в, передаваемый момент вращения Гвр должен быть меньше момента трения Ттр, вызываемого силой затяжки винта Р (рис. 2.22, г), которая может быть определена из условия Р ^ TBpb/fda, трения в зоне зажима. где / — коэффициент
Рис. 2.23. Винтовые зажимы для проводников:
Й

У////////Х//////А г
а — на плоскости; б — гайкой в стойке с отверстием; в — кабельного наконечника; г — в прорези стойки; д — на наклонной плоскости
Зажимы, основанные на применении резьбового соединения, широко используют для временных присоединений электрических проводников (рис. 2.23). Для уменьшения вероятности самоотвинчивания в таких зажимах целесообразно применять винты с мелким шагом. При соединении запрессовкой сопротивление взаимному смещению соединяемых деталей создается и поддерживается силами упругой деформации сжатия (в охватываемой детали) и растяжения (в охватывающей детали), пропорциональными значению натяга. Соединение запрессовкой считается работоспособным, если при наименьшем натяге обеспечивается относительная неподвижность (передается заданный крутящий момент или осевое усилие); а при наибольшем натяге — прочность соединяемых деталей. Расчет соединений запрессовкой (или посадок с натягом) основан на исследованиях Л яме [18] применительно к общему случаю, когда пустотелый вал 1 запрессовывается в тонкостенную втулку 2 (рис. 2.24). ' “ "1 уу/У/ШжШ Рис. 2.24. Схема прессового соединения
Натяг может быть определен из выражения 'N = pd(C1fE1 + Ci/EJt (2.1) где d — номинальный диаметр соединяемых деталей; р — удельное давление на поверхности контакта; Ег и Е2— модули упругости материала вала и втулки; Сь С2— коэффициенты Ляме. Минимальное удельное давление в зависимости от действующей нагрузки определяют по формулам Pmin = p/”dlfv    (2.2) Pmin = 2Гкр/яс12//2>    (2.3) осевая нагрузка и крутящий момент, действующие в соединении. где Р, Т. Если в соединении осевая нагрузка и крутящий момент действуют одновременно, удельное давление может быть определено по формуле Рт1„ = 1Л2Гкр/^ + Я*/яЛ/. (2.4)
В формулах (2.1) — (2.4) /1( /2 — коэффициенты трения при продольном смещении и относительном вращении деталей соответственно (табл. 2.6). Коэффициенты Ляме определяют по следующим формулам: _ 1 + (dx/d)2 1 -(d,/d)2 (2.6)
1 + (d/d,,)2 ■ m>
1 - (d/d,)2 где ,1ц и \i2 — коэффициенты Пуассона материалов вала и втулки. 2.(i. Средние значения коэффициента трения (для охватываемой детали из стали) Материал охватывающей детали (втулки) Сталь Чугун Бронза, латунь Алюмини сплавы Пласт массы
Способ соединения Под прессом При нагреве или охлаждении сопряженных деталей Максимальное удельное давление находят из условий обеспечения прочности сопряженных деталей: pmax = 0,6an[I-(di/d)2];    (2.7) Pmax = 0,6ar2[l-(d/d2)2], (2.8)
где ап, аГ2 — напряжения текучести материала вала и втулки. Расчетные натяги следует увеличить на высоту смятия гребешков неровностей, составляющую 0,6Rz со стороны каждой из соединяемых деталей: *табл = ЛГрасч+1,2(Я2]+/?г2),    <2'9> где Rzli Rz2 — высота гребешков неровностей на поверхности вала и втулки соответственно (ГОСТ 2789—73). При соединении деталей с нагревом охватывающей детали или охлаждением охватываемой поправки по формуле (2.9) вводить не надо. В случае, когда вал сплошной, в расчетных формулах принимают dx = 0, а при толстостенной втулке d/d2 = 0. Таким образом, для расчета соединения запрессовкой должны быть заданы: геометрические размеры соединяемых деталей (dlt d, d2, /), механические характеристики материалов (£, aT, |л), усилия, действующие в сопряжении (Р, Гкр), шероховатость сопрягаемых поверхностей (/?2),_коэффициент трения в зоне сопряжения. Порядок расчета может быть таким: 1.    По формуле (2.1) определить минимальный и максимальный натяги, используя формулы (2.2) — (2.8). 2.    По формуле (2.9) найти табличные значения натягов. 3.    Задавшись допуском основной детали (отверстия в системе отверстия или вала в системе вала), определить необходимые предельные отклонения сопрягаемой детали и подобрать посадку в соответствии с ГОСТ 25346—82 (СТ СЭВ 145—75) и ГОСТ 25347—82 (СТ СЭВ 144—75): а) определить допуск посадки с натягом ITN = A'S - Сбл = IT о + 1ТВ, где 1Т0, П\ — поле допуска отверстия и вала соответственно; б)    подобрать по табл. 2.6 (ГОСТ 25346—82) поля допусков, сумма значений которых для диаметра d по условию ITQ ;> 1ТВ будет равна ITN. При этом необходимо выбирать соседние квалитеты; в)    назначить систему, в которой должна создаваться посадка (система отверстия или система вала); г)    определить неизвестные отклонения (est ei — при посадке в системе отверстия, ES или EI — при посадке в системе вала) из уравнений ''табл ‘ Рис. 2.25. Оформление концов вала и отверстия для прессового соединения: а — отверстие до запрессовки; 6 — вал до запрессовки; в — отверстие и вал после запрессовки = ei — ES;
д) назначить основное отклонение (меньшее из двух по абсолютному значению) и выбрать по табл. 7 или по табл. 8 ГОСТ 25346—82 соответствующее обозначение этого отклонения (равное (или ближайшее большее) расчетному значению основного отклонения). 4. Вычислить усилие запрессовки, используя формулы (2.2), (2.7), (2.8): Язапр = При назначении вида посадки необходимо руководствоваться ограничениями ГОСТ 25347—82. Пример. Задано d = 15 мм. При расчете по формулам (2.1) — (2.4) и (2.7) — (2.9) полу* ..max чено АГтабл
34 мкм, Л'табд = 5 мкм. Тогда допуск посадки /7д/ _ 34 _» 5 — 29 мкм; по ГОСТ 25346—82 находим /Го = 18 мкм (7 квалитет), 1ТВ = 11 мкм (6 квалитет). Назначаем посадку в системе отверстия. Значит EI = О, ES = +18 мкм. es = Л^бл + £/ = 34 + 0 = +34 мкм; ei = N""+ ES = 5 + 18 = +23 мкм. Основное отклонение ei = +23 мкм (так как 34 > 23), что соответствует обозначению — г. Таким образом, должна быть назначена посадка 015Н7/г6. Для повышения работоспособности прессового соединения следует предпринимать различные конструктивные меры. Основные из них [57]: увеличивать диаметр и длину соединения для снижения удельного давления на контактных поверхностях; выбирать натяг в небольших пределах, применяя посадки повышенного квалитета; избегать резких изменений сечений соединяемых деталей для предотвращения скачков напряжения; подвергать контактные, поверхности упрочняющей обработке (термообработка, наклеп); при сборке соединений нагревать охватывающую деталь или охлаждать охватываемую; применять гальванические покрытия контактных поверхностей мягкими металлами. Для облегчения запрессовки вал и отверстие следует выполнять с заходными конусами (рис. 2.25) с углами 45, 20, 30, 5...10 . При этом чем больше натяг, тем меньше должен быть угол заходного конуса. Заходной диаметр конуса выполняют на 0,1... 0,2 мм меньше диаметра отверстия. Минимальная длина посадочной поверхности прессового соединения может быть определена по формуле [57] Рис. 2.26. Запрессовка с использованием рифлений: а — запрессовка стойки в корпусе; б •- запрессовка зубчатого колеса на вал; в — запрессовка оси в кронштейн Следует избегать запрессовки в глухие отверстия. В таких конструкциях необходимо предусматривать специальные отверстия или канавки для выпуска воздуха в процессе запрессовки.
В приборостроении преобладают детали с малыми диаметрами. В этих случаях для запрессовки необходимо изготовлять детали с высокой точностью, что значительно увеличивает стоимость соединения. Для удешевления таких соединений применяют прямые рифления (ГОСТ 21474—75). Диаметр запрессовываемой детали при этом увеличивается (рис. 2.26), что позволяет изготовлять ее с меньшей точностью и не под натяг, а под зазор с таким расчетом, чтобы последний перекрывался увеличением диаметра при рифлении. Рифления следует наносить на деталь, изготовленную из более твердого материала. 5. СОЕДИНЕНИЯ С ПЛАСТИЧЕСКИМ ДЕФОРМИРОВАНИЕМ ДЕТАЛЕЙ Соединения с пластическим деформированием деталей могут выполняться: специальными заклепками, непосредственным склепыванием цапфами, завальцовкой, лапками. Соединение заклепками (рис. 2.27) применяют в конструкциях, подверженных действию высоких температур и коррозии или работающих при повторноударных и вибрационных нагрузках. Для сильионагруженных соединений применяют сплошные заклепки с различными головками (табл. 2.7); замыкающая головка образуется при расклепывании. В малонагруженных соединениях можно применять пустотелые и полупустотелые заклепки. а    д    В    г    д Рис. 2.27. Соединение заклепками: а — с полукруглой закладкой и потайной замыкающей головками; б — с полукруглой закладкой и потайной замыкающей головками; в — о потайной закладкой и замыкающей головками; г — полупустотелыми; д — пустотелыми В приборостроении заклепки на прочность обычно не рассчитывают. Диаметр заклепок и их количество в соединении зависит от толщины пакета и условий эксплуатации. Диаметр заклепки при общей толщине пакета 6 = 2...10 мм определяют по формуле d3aK= 1 + 0,56. Диаметр отверстий под заклепки должен выбираться по ГОСТ 11284—75 (СТ СЭВ 2515—80), а форма и размеры опорных поверхностей — по ГОСТ 12876—67 (СТ СЭВ 213—82). Подбор длины, размеры замыкающих головок и диаметры отверстий под заклепки повышенной точности устанавливают по ГОСТ 14802—85. 2.7. Типы заклепок Предельные размеры, мм ГОСТ 10299—80 (СТСЭВ 1019—78)
Общее применение
С полукруглой головкой классов точности В и С
d= 1...36 L = 2... 180

ГОСТ 14797—85
L = 2...60
То же, повышенного качества
Для ответственных соединений с повышенными требованиями к надежности
С полукруглой низкой головкой классов точности В и С 3-
ГОСТ 10302—80 (СТСЭВ 1023—78) d = 2...10 L = 2...50
Общее применение, на внешних частях изделия С полуплоской головкой повышенного качества
ГОСТ 14800—85
L — 3...50
Для ответственных соединений с повышенными требованиями к надежности
ГОСТ 10303—80
С плоской головкой классов точности В и С
d = 2...36 L = 4...180
Общее применение
в
То же, повышенного качества
ГОСТ 14801—85
d = 2...10 L = 3...60
Дли OlbClClb. ...ILia динений с повышенными требованиями к надежности
С потайной головкой классов точности В иС
С потайной головкой (угол 90°) повышенного качества ГОСТ 10300—80 (СТСЭВ 1020—78) L = 2... 180 d = 1...10 L = 2...60
ГОСТ 14798—85 Общее применение Для ответственных соединений с повышенными требованиями к надежности, для получения ровной поверхности То же, угол 120°
ГОСТ 14799—85
d = 2...6 L = 3...40
Для ответственных соединений с повышенными требованиями к надежности, для получения ровной поверхности
С полупотайной головкой классов точности В и С
ГОСТ 10301—80 (СТСЭВ 1022—78) d = 2...36 L = 3...210
Общее применение, для внешних частей изделий Со скругленной головкой Пустотелые ГОСТ 12638—80 L = 2...70
Для малонагруженных соединений ГОСТ 12639—80
d= 1...10 L — 2.,.60
Для соединения изоляционных материалов в электротехнических изделиях
С плоской головкой
Наименование J Конструкция Стандарт Предельные размеры, мм Область применения С потайной головкой ГОСТ 12640—80 d = 1...10 L = 2...50 Для соединения изоляционных материалов в электротехнических изделиях Полупустотелые нормальной точности ГОСТ 12641—80
d = 1.. .10 L = 2...50
С полукруглой головкой
Для малонагруженных соединений, при необходимости предохранения от ударов при расклепывании


С плоской головкой
ГОСТ 12642—80
d = I...10 L = 3...60
С потайной головкой ГОСТ 12643—80
d = 1.. .10 L = 3...65
а — деталей с двумя плоскими цапфами; б — деталей с одной плоской цапфой; в-д-^с круглыми цапфами Рис. 2.28. Соединение цапфами:

Рис. 2.29. Соединение завальцовкой: а, б — стекол; в, г — опорных камней; д — втулок
П-.
I'QiraQi-.'Cjr:
Рис. 2.30. Соединение лапками с загибанием: а — плоской детали с отверстиями и цилиндрической; б — плоской детали с прорезями и цилиндрической; в — плоских взаимно перпендикулярных деталей; г — закрепление стрелки электроизмерительного прибора; д — металлической детали с изоляционной При конструировании соединений с помощью заклепок необходимо выполнять следующие рекомендации [58]: соединяемые детали и заклепки желательно изготовлять из одного материала; избегать появления гальванических пар между заклепками и соединяемыми деталями (например, недопустимо алюминиевые детали клепать медными заклепками); Рис. 2.31. Соединение лапками с перекручиванием
при соединении деталей с декоративной поверхностью предпочтительнее применять полукруглые головки заклепок. Заклепки с потайными головками можно использовать при последующем окрашивании деталей или другой декоративной отделке; для соединения деталей из изоляционных материалов целесообразно применять пустотелые или полупустотелые заклепки. При этом под головки заклепок рекомендуется подкладывать металлические шайбы. Примеры соединения при помощи цапф показаны на рис. 2.28. Цапфа представляет собой выступ с заплечиками на расклепываемой детали. Применяют цапфы круглого и прямоугольного сечения. Материал детали с цапфой должен обладать достаточной вязкостью, допускать расклепывание, развальцовку и кернение. На другой детали должно быть предусмотрено отверстие, соответствующее форме цапфы. Для предохранения от проворачивания на цилиндрической цапфе следует предусматривать рифления. При соединении завальцовкой (рис. 2.29) края одной детали загибаются так, чтобы они охватывали края другой. Для завальцовки вставленной детали стен- ной детали; в — с промежуточной деталью _ Рис. 2.32. Соединение лапками деталей, имею- j щих форму полос: J а — с лапками в обеих деталях; б — с лапками с од
ЕНЗ
ки основной детали протачиваются. Завальцовка осуществляется обжимными устройствами или на токарных станках (если детали цилиндрической формы).    -i Лапками соединяют детали из тонкого листового материала, обладающего достаточным удлинением при разрыве (мягкая сталь, сплавы меди и алюминия). При этом одна деталь должна иметь специальные выступы — лапки, а другая — соответствующей формы отверстия или вырезы. Для соединения деталей лапки первой детали вставляют в отверстия другой и загибают (рис. 2.30) или перекручивают (рис. 2.31) (при этом для лучшей затяжки лапки должны иметь скосы). Рис. 2.33. Соединение лапками плоской и круглой деталей
В первом случае лапки прижимаются силой, несколько большей необходимой для получения соответствующей деформации. Соединяемые детали могут располагаться взаимно перпендикулярно (рис. 2.30, а — в и рис. 2.31) или в одной плоскости (рис. 2.32). Лапки загибают либо в одну сторону (рис. 2.30, я, б), либо когда сопротивление места соединения должно быть одинаковым — поочередно в разные стороны (рис. 2.30, в). Чаще всего в приборостроении соединение лапками применяют для скрепления крышки и дна легких кожухов и экранов (рис. 2.30, а, б), для закрепления стрелок в электроизмерительных приборах (рис, 2.30, г), а также для соединения металлических деталей с деталями из изоляционных материалов (рис. 2.30, д) (в этом случае лапка должна иметь металлическую деталь). С помощью лапок иногда соединяют плоские детали с круглыми, например, соединение конца стрелки электроизмерительного прибора с балансировочными грузиками (рис. 2.33). Это соединение может быть разъемным, если материал детали с лапками допускает несколько перегибов. 6. СОЕДИНЕНИЯ СВАРКОЙ В настоящее время разработаны и внедрены различные способы и виды сварки, классификация которых установлена ГОСТ 19521—74. В зависимости от взаимного расположения частей соединяемых деталей различают следующие виды сварных соединений (рис. 2.34): стыковое, в котором соединяемые элементы расположены в одной плоскости или на одной поверхности (рис. 2.34, а); угловое соединение двух элементов, расположенных под прямым углом и сваренных в месте соприкосновения их краев (рис. 2.34, б); н а х л е с т о ч н о е, в котором свариваемые элементы расположены параллельно и перекрывают друг друга (рис. 2.34, в); тавровое, в котором к боковой поверхности одного элемента касается под углом и приварен торцом другой элемент (рис. 2.34, г). Форма и размеры швов для различных видов сварки и материалов устанавливаются соответствующими стандартами и техническими условиями: ГОСТ 5264—80 — для ручной электродуговой сварки; ГОСТ 8713—79 — для автоматической и полуавтоматической сварки под флюсом; ГОСТ 14771—76 — для электродуговой сварки в защитных газах; ГОСТ 14776—79 — для точечных сварных соединений; Рис. 2.34. Сварные соединения: а — стыковое; б — угловое; в — нахлесточное; г — тавровое д
в
а
г
ГОСТ 14806—80 — для дуговой сварки алюминия и алюминиевых сплавов; ГОСТ 15164—78 — для электрошлаковой сварки; ГОСТ 15878—79 — для соединений, выполняемых контактной сваркой; ГОСТ 16037—80 — для сварных соединений стальных труб; ГОСТ 16038—80 — для сварных соединений медных труб и труб из медноникелевого сплава; ГОСТ 16098—80 — для сварных соединений из двухслойной коррозиестойкой стали; ГОСТ 11533—75 — для швов, выполняемых под острым или тупым углом автоматической и полуавтоматической сваркой под флюсом; ГОСТ 11534—75 — для швов, выполняемых под острым или тупым углом ручной электродуговой сваркой. Типы швов в технической документации должны обозначаться по ГОСТ 2.312—72. В приборостроении сварные соединения применяют при изготовлении корпусов и корпусных деталей механизмов и приборов, кожухов, каркасов, рам, шасси из листовых материалов или уголков. При этом конструкция должна обеспечить: свободный доступ к местам сварки; возможность проведения сварки преимущественно в нижнем положении; возможность зачистки или механической обработки шва; отсутствие закрытых полостей, где основной металл или шов не может быть зачищен под окраску или другой вид покрытия. Сваривать можно все стали, однако свариваемость их неодинакова. Хорошей свариваемостью (без применения особых технологических приемов) обладают стали марок: СтО; Ст1; СтЗ; 08; 10; 15; 20; 25; 15Г; 20Г; 10Г2; 15Х; 12ХН2; 15Н2М; 15ХФ; 08Х18Н10; 08Х17Т; 03Х21Н21М4Г6; 08Х21Н6М2Т; 12Х18Н9; 12Х18Н9Т; 12Х21Н5Т; 17Х18Н9. • Удовлетворительной свариваемостью (с соблюдением режимов сварки и применением соответствующего присадочного материала) обладают стали марок: Ст4; Ст5; 30; ЗОГ; 30Г2; 20ХФ; 20Н2М; 20Х; 20ХНЗА; 20ХГСА; 25ХГСА; 20ХМ; 20ХН2М; 20Х13Н4Г9. Ограниченной (свариваются определенными способами с применением специальных флюсов и обмазок электродов, предварительного подогрева и термообработки после сварки) — стали марок: Стб; 35; 40; 45; 40Г; 40Г2; 35Г2; ЗОХ; 35Х; 40Х; 45Х; ЗОХМА; 30ХГС; 40Н; 20ХН. Плохой свариваемостью обладают стали марок: 50; 55; 60; 65; 50Г; 60Г; 65Г; 45Г2; 50Г2; 50Х; 35ХМ; ЗЗХС; 40ХС; 50ГС; 35ХГСА; 40ХМФА; 40ХН; 50ХН; 38Х2МЮА; 60С2. 7. СОЕДИНЕНИЯ ПАЙКОЙ Пайку применяют для обеспечения плотности шва, низкого электрического сопротивления места соединения, а также для неизменности физических свойств деталей, когда нельзя применить сварку из-за опасности перегрева, прожигания или Марка Физнко-механи Температура плавления, °С ч — С ^ Удельное электросопротивление р, нОм • м Теплопроводность, Вт/(мХ Хград) Временное сопротивление разрыву, МПа Солидус Ликвидус ПОС61М ПОС50-18 ПОССуб 1-0,5 ПОССу35-0,5 ПОССу95-5 ПОССуЗО-2 ПОССу8-3 ПОССу5-1 ПОССу40-0,5 коробления деталей. Панку допускает большинство металлов и сплавов, однако лучшей паяемостью обладают детали из меди и ее сплавов. Разработано и применяется много различных способов пайки, классифицируемых по ГОСТ 17349—79. Термины и определения устанавливает ГОСТ 17325—79. Поверхность спаиваемых деталей в месте пайки предварительно очищают от грязи, жировых пленок, окислов и защищают от окисления во время нагрева. По методу удаления окисной пленки пайка бывает флюсовая, ческие свойства Относительное удлинение. % Ударная вязкость, кДж/м2 Твердость по Бринеллю, Область применения Лужение и пайка электро- и радиоаппаратуры, печатных схем, точных приборов с высокогерметичными швами, где недопустим перегрев Лужение и пайка электроаппаратуры, деталей из оцинкованного железа с герметичными швами Лужение и пайка контактных поверхностей электрических аппаратов, приборов, реле Лужение и пайка электропаяльником тонких (толщиной менее 0,2 мм) медных проволок, фольги, печатных проводников в кабельной, электро- и радиоэлектронной промышленности. Применение припоя для лужения в тиглях и ваннах не допускается Пайка деталей, чувствительных к перегреву, металлизированной керамики; ступенчатая пайка конденсаторов Лужение и пайка электроаппаратуры, пайка элементов печатных плат, обмоток электрических машин, оцинкованных радиодеталей при жестких требованиях к температуре Лужение и пайка свинцовых кабельных оболочек электротехнических изделий неответственного назначения Пайка в электротехнической промышленности, трубопроводов, работающих при повышенных температурах Лужение и пайка в холодильном аппаратостроении, электроламповом производстве; абразивная пайка Лужение и пайка в электроламповом производстве Лужение и пайка деталей, работающих при повышенных температурах Лужение и пайка обмоток электрических машин; пайка монтажных элементов, моточных и кабельных изделий при которой применяется паяльный флюс, и бесфлюсовая, при которой применение флюса исключается. Виды флюсов и их классификацию устанавливает ГОСТ 19250—73. Виды припоев, используемых при пайке, устанавливает ГОСТ 19248—73. При этом припои разделяются по следующим признакам: степени расплавления при пайке; температуре расплавления; способу образования; способности к флюсованию; способу изготовления; виду полуфабриката; основному компоненту. Физико-механические свойства Температура плавления, °С ческое Марка Верхняя критическая точка Нижняя крити-' ческая точка Удельное электри’ сопротивление р, i Предел прочности растяжении, МПа Область применения Лужение и пайка меди, медных и медно-никелевых сплавов, никеля, ковара, нейзильбера, латуней и ПСр50Кд бронз, пайка железо-нике- левого сплава с посереб ренными деталями из ста ПСр37,5 ли; пайка меди с никелированным вольфрамом Пайка стали с медью, никелем и медно-никелевыми сплавами Пайка титана и титановых сплавов с нержавеющей сталью (также ПСр50) ПСр25Ф Пайка меди с бронзой, меди с медью, бронзы с бронзой (самофлюсующие припои) ПСрОЮ—90 Пайка и лужение меди, ПСрСу8(ВПр6) никеля, медных и меднони ПСрН05(ВПр—9) келевых сплавов с посереб ПСрОСЗ,5—95 ренной керамикой, пайка ПСрОЗ—97 посеребренных деталей ПСрОСЗ—-58 ПСрОС2—58 ПСр 1,5 Пайка и лужение серебряных деталей По степени расплавления при пайке припои разделяются на расплавляемые и частично расплавляемые (применяемые при металлокерамической пайке): по температуре расплавления tp — на особолегкоплавкие (/р ^ 145 °С), легкоплавкие (145 °С < /р ^ 450 °С), среднеплавкие (450 °С < < /п ^ НЮ °С), высокоплавкие (1110 °С < tp ^ 1850 °С) и тугоплавкие • (In > > 1850 °С); по способу образования — на готовые и образующиеся при пайке (контактно-реактивные и реактивно-флюсовые); Температура плавления, ®С Коэффициент линейного расширения а 10—3, (°С)—1 <и SJ • ч X s
Применение
Марка
Ликвидус
Солидус
£ * g 1 о о ч — С х
Удельное г сопротивле р 10—2 нС
Твердость неллю, НВ
Для пайки латуни, содержащей до 68 % меди
Для пайки медных сплавов, содержащих свыше 68 % меди
Для пайки меди, бронзы, стали
по способности к флюсованию — на флюсуемые и самофлю-сующие;
по способу изготовления — на литые, тянутые, катаные, прессованные, измельченные, спеченные, штампованные;
по виду полуфабриката — на листовые, ленточные, трубчатые, пастообразные, проволочные, таблетированные, прутковые, композитные (металлокерамические и армированные), фасонные, порошковые, плакированные, гальванические, термовакуумные, многослойные:
IQl
1----
-F
цТ
ЕЕЗ«9
Рис. 2.35. Соединение проводников пайкой:
а — с дополнительной окруткой тонким проводом; б—д — провода с тонкой пластиной; е — провода с цилиндрической деталью; ж — провода и наконечника Ж
по основному компоненту ГОСТ 19248-—73 выделяет 26 видов припоев. Стандартизованы в настоящее время три группы припоев: припои оловянносвинцовые (ГОСТ 21930—76, ГОСТ 21931—76); серебряные (ГОСТ 19738—74) и медно-цинковые (ГОСТ 23137—78). Марки стандартизованных припоев, их физикомеханические свойства и области применения приведены в табл. 2.8—2.10. Оловянно-свинцовые припои относятся к легкоплавким. Пайка ими не обеспечивает достаточной механической прочности соединения (предел прочности на срез 22...23 Н/мм2) и применяется главным образом для получения надежного электрического контакта (пайка электрических проводов к зажимам и выводам или между собой) (рис. 2.35), для обеспечения плотности швов. Места пайки необходимо покрывать лаком или краской для защиты от коррозии. Для ускорения процесса иобеспе- чения более надежного соединения поверхность деталей в местах, подлежащих пайке, предварительно подвергают лужению. Паять мягкими припоями следует внахлестку или внапуск, а не встык, предусматривая различные конструктивные меры для обеспечения механической прочности соединения (рис. 2.36). Нужно учитывать, что шов лучше выдерживает деформацию на разрыв, чем на срез. Если детали и узлы работают в условиях тряски, вибраций и при температурах выше 100 °С, паять мягкими припоями не рекомендуется. Рис. 2.36. Пайка мягкими припоями:

а—г — деталей из листовых материалов; д цилиндрических деталей

Рис. 2.37. Пайка твердыми припоями:
а — изготовление гребенки из плоских деталей; б — изготовление гребенки из круглых деталей; в, г — соединение листовых деталей; д — соединение цилиндрических деталей; е — изготовление трубки Пайка серебряными припоями обеспечивает высокую механическую прочность шва (прочность на разрыв до 450 Н/мм2), дает возможность паять встык, напаивать усиливающие детали, покрывать детали после пайки лаком с высокой температурой сушки. Пайку ими применяют, если узел подвергается нагреву до температуры выше 100 °С. В приборостроении, кроме серебряных припоев, применяют медно-цинковые и медно-фосфористые припои. Медно-цинковые припои дешевле серебряных, имеют более высокую температуру плавления (850...980 °С), но вследствие хрупкости их не применяют для соединения деталей, работающих в условиях ударов и вибраций. При пайке названными припоями обычно применяют флюсы химического действия. Для облегчения пайки припой изготовляют в виде проволоки диаметром 0,4...1,5 мм и фольги толщиной 0,05...0,1 мм. Если сложный узел подвергается пайке неоднократно в близлежащих местах, следует каждый раз паять припоями с различными температурами плавления, начиная с наиболее тугоплавкого. Примеры пайки высокотемпературными припоями показаны на рис. 2.37 [64J. Пайка алюминия и его сплавов затруднена из-за прочной пленки окисла и высокой теплоемкости. В настоящее время разработаны различные способы пайки алюминия. При этом слой окисла удаляют механически (металлическими щетками, абразивами), специальными флюсами, в вакууме с добавлением паров магния. Припоем обычно служат алюминиево-цинковые сплавы. Легко разрушают прочную пленку окисла алюминия ультразвуковые колебания. Для этого созданы специальные ультразвуковые паяльники. Неразъемные соединения керамических деталей с металлическими (в том числе и гер-
Рис. 2.38. Соединение пайкой керамических и металлических деталей: а — керамической трубки с резьбовой цапфой; б — металлической трубки с керамической платой; в — металлических пластин с керамической стойком метические) также выполняют пайкой (рис. 2.38). В основном пайка производится по предварительной металлизированной поверхности керамической детали. Металлизация керамических деталей осуществляется вжиганием порошка молибдена в смеси с активизирующими добавками (марганец, кремний, титан). Соединение металлического слоя с керамикой создается за счет химического взаимодействия окислов металла с окислами керамики и за счет диффузии стеклофазы керамики в металлический слой. После металлизации детали покрывают никелем или железом. Пайка Правильно Непрабильно Прабильно Неправильно Прабильно Неправильно 1Д..15 Рис. 2.39. Размещение припоя при пайке металлических и керамических деталей: а — керамической и металлической трубок проволочным припоем; б —• керамической трубки и металлической накладки проволочным припоем; в — то же, фольгированным припоем
а    5    в
производится в основном серебряными припоями (ПСр72). На качество соединения оказывает влияние размещение припоя (рис. 2.39) и его сортамент (проволока или фольга), при этом лучшее соединение получают при пайке припоем в виде проволоки. Для повышения надежности соединения следует по возможности разгружать место спая от механических нагрузок, в особенности от растягивающих или отрывных. Типы паяных соединений, конструктивные элементы швов, их обозначение и параметры установлены ГОСТ 19249—73. Условные изображения паяных соединений на технических чертежах должны выполняться по ГОСТ 2.312—72. Глава 3 УПРУГИЕ ЭЛЕМЕНТЫ ПРИБОРОВ 1. ОБЩИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ УПРУГИХ ЭЛЕМЕНТОВ Упругие элементы применяются для создания усилий и моментов в механизмах приборов, а также в качестве аккумуляторов механической энергии и амортизаторов. Эти элементы разделяют по назначению, конструктивным формам и по ряду деформации. По назначению упругие элементы делят на три группы: измерительные (чувствительные), служащие для создания противодействующих моментов и усилий в различных приборах. К ним относятся спиральные, трубчатые и биметаллические пружины, подвесы, растяжки, мембраны и мембранные коробки, сильфоны; силовые, которые, используя ранее запасенную энергию, приводят в движение детали различных механизмов, тормозят или фиксируют их в определенном положении, создают силовое замыкание кинематических пар. К силовым элементам относятся пружины фиксирующих устройств, заводных барабанов и т. п.; упругие элементы для упругих связей, заменяющие жесткое соединение между отдельными кинематическими звеньями механизмов,(пружинные муфты, гибкие связи, амортизаторы). По конструктивным формам упругие элементы разделяют на две группы, объединяемые основными геометрическими признаками: стержневые, которые представляют собой стержни произвольной конфигурации, имеющие две основные формы — винтовую и плоскую (прямые, изогнутые и спиральные); Рис. 3.1. Характеристики упругих элементов
упругие элементы в виде оболочек — мембраны и мембранные коробки, сильфоны и трубчатые пружины. По роду деформации материала упругие элементы делятся на три группы: работающие на изгиб — прямые, изогнутые, спиральные; работающие на кручение — прямые, винтовые; несущие комбинированную нагрузку — мембраны, сильфоны, трубчатые пружины. Основной параметр упругих элементов— упругая характеристика, зависимость между деформацией и нагрузкой, вызвавшей эту деформацию. Вид характеристики зависит от выполняемых упругими элементами функций. Для силовых упругих элементов: Р = / (F); Т =/ (ср) — зависимость силы или момента от деформации. Для измерительных: F — / (Р); ср = / (Т) — зависимость деформации от силы или момента. Для динамических (амортизаторы и др.): Тс= / (FCT)\ Тс= / (фст) — зависимость периода собственных колебаний от статической линейной или угловой деформации. Для термочувствительных: F = / (А/); (р = / (At) — зависимость деформации от изменения температуры. Характеристики различных упругих элементов в зависимости от их конструкции могут быть линейными или нелинейными (рис. 3.1). Качество характеристики оценивается по точности, гистерезису и упругому последействию, остаточным (необратимым) деформациям и температурным погрешностям. Отклонение действительной характеристики от расчетной (точность характеристики) может колебаться от 2 до 40 % и зависит от следующих факторов: конструктивного — неточность расчетов, вызванная применением приближенных расчетных формул и незнанием истинного значения модуля упругости материала; технологического — отклонение действительных размеров сечения материала от расчетных и погрешность изготовления упругого элемента; эксплуатационного — отклонение действительных условий работы упругих элементов от расчетных. Вычисляется по формулам = (ДР2/Р) 100; 6 = (AF^/F) 100, где АР2 и А— соответственно максимальные отклонения от заданных значений усилия и деформации (рис. 3.1). Допуск характеристики определяют требования к механизму, в котором используется элемент. Гистерезис — несовпадение характеристик упругого элемента при нагружении и разгружении, возникающее из-за упругих несовершенств материала. Погрешность от гистерезиса определяют по выражению 6Г = (ДГ//7тах) 100, она составляет 0,05... 1,5 %. Остаточные деформации обычно лимитируют техническими требованиями к упругим элементам. Температурная погрешность упругого элемента связана с изменением модуля упругости материала при изменении температуры окружающей среды: Et — Е0 О где Е0 и Et — модули упругости соответственно при нормальной температуре и при температуре ole — температурный коэффициент модуля упругости (для металлов со знаком «—»). Относительная температурная погрешность может быть вычислена по изменению нагрузки: др РаЕЫ ot = • — по изменению деформации: (1+а£Д/) ' Количественные показатели упругих элементов различны. Для силовых упругих элементов — это жесткость: Z — ^ ^ t£ 0 * lp-4F~JPgi' dT __ ЦФ Для измерительных — чувствительность: с dF [iP Q sp~~dP = 7 tg0i; sr=-^ = i^tge, 1 dT j.i(p 1 Для динамических — динамическая жесткость: „    dT ИФСТ , л фст <:/фст    u7' g *' Для термочувствительных — термочувствителыюсть: ^ = ^r = 7Ftgl <J - Js. - ^ ta fi «> dt ц.р g где fxF, [iP, (.1ф, \iT, |xFCT, |л-фст> — масштабы соответствующих осей характеристики; 0i — угол наклона касательной к характеристике в точке, где вычисляется жесткость или чувствительность. Если характеристика линейна, жесткость и чувствительность упругого элемента постоянны. 2. МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ УПРУГИХ ЭЛЕМЕНТОВ Выбор материала для изготовления упругого элемента является важнейшим фактором, обеспечивающим качество работы. Неправильный выбор материалов при проектировании, несовершенная технология изготовления часто являются причинами выхода элементов из строя. Марка материала Механические и Временное сопротивление ав, МПа Модуль Твердость нормальной упругости Е • 103. МПа сдвига G-103, МПа БрБНТ1,7 БрБНТ1,9 БрКМцЗ-1 (ГОСТ 18175—78) 1128...1570 1080...    1470 1128...    1570 470...755 117...    127 Т оковедущие 365...370 230 БрОФ6,5-0,15 БрОЦ4-3 (ГОСТ 5017—74) 93...    122 190...220 210 ЛАН КМц75-2-2,5-0,5-0,3 (ГОСТ 15527—70) 980...    1030 120...    130 МНЦ15-20 (ГОСТ 492—73) 108... 132 (ГОСТ 10994—74) 1570... 1865 HRC 40...50 Нетоковедущие . 60Г, 65Г 60С2ХФА (ГОСТ 14959—79) HRC 52...54 физические свойства Сортамент Температурный коэффициент Удельное линейного расширения а•10—®. («С)-1 модуля нормальной упругости СС£-10«. электросопротивление р, нОм • м ность V* 10 3, кг/м3 Проволока Лента, полоса, лист материалы ГОСТ 1048—79 ГОСТ 15834—77 ГОСТ 1789—70 ГОСТ 1789—70 ГОСТ 1789—70 ГОСТ 5222—72 ГОСТ 4748—70 ГОСТ 1761—79 ГОСТ 5221—77 ГОСТ 1761—79 ГОСТ 1066—80 ГОСТ 931—78 ГОСТ 1066—80, ГОСТ 2208—75 ГОСТ 12920—67 ГОСТ 5220—78 ГОСТ 5187—70 ГОСТ 5063—73 материалы 7419.2—78 7419.2—78 7419.2—78 14963—78 14963—78 21997—76 14963—78 7419.2—78 14963—78 7419.2—78 1071—81, 14963—78 14963—78 14963—78 14963—78 21996—76 21997—76 Механические и Марка материала Временное сопротивление ав, МПа Модуль нормальной упругости Е • 103, МПа сдвига G-103, МПа Твердость 40КХНМ 40КНХМВТЮ 83,3...88,2 36НХТЮ 73,6...78,5 36НХТЮ-5М 36НХТЮ-8М 65,7...79,7 42НХТЮ 42НХТЮА 176... 186 68,6...73,5 44НХТЮ (ГОСТ 10994—74) 65,6...70,5 (ГОСТ 5632—72) В зависимости от назначения и условий работы упругого элемента материал его должен обладать высокой статической и динамической прочностью, высокими упругими свойствами, релаксационной и коррозионной стойкостью, а в ряде случаев не-магнитностью, иметь хорошую электропроводность. Кроме того, материалы упругих элементов должны быть технологичными — обладать хорошей пластичностью, свариваемостью, обрабатываемостью резанием и т. п. Различают две группы материалов для упругих элементов приборов: сплавы для токоведущих упругих элементов, сплавы и стали для нетоковедущих элементов. Сплавы для токоведущих упругих элементов: с рабочей температурой свыше 100 °С— бронзы БрБ2, БрБНТ1,9, БрБНТ1,7; сплавы 97НЛ, МНЦ15-20, МНА-1,5, ЛАНКМц-72-2-2,5-0,5-0,5; с рабочей температурой до 100 °С—бронзы Бр70Ф6,5-0,15, БрОФ4-0,25, БрКМцЗ-1, БрОЦ4-3, БрА7; латуни Л85, Л80, Л63. Сплавы и стали для нетоковедущих упругих элемент о в: прецизионные сплавы (ГОСТ 10994—74), обладающие заданными свойствами упругости в сочетании с повышенной прочностью и коррозионной устойчивостью, низкой магнитной проницаемостью, заданными значениями модуля нормальной упругости и температурным коэффициентом модуля упругости; пружинные стали общего применения (ГОСТ 1050—74, ГОСТ 1435—74 (СТСЭВ 2883—81), ГОСТ 9389—75, ГОСТ 14959—79). Физические, механические и упругие свойства стандартизованных материалов для упругих элементов и их сортамент приведены в табл. 3.1 [4, 37, 43, 52]. Для защиты от коррозии, повышения проводимости, а в некоторых случаях для облегчения пайки многие упругие элементы после окончательного изготовления и термической обработки подвергаются гальваническому покрытию. Однако при этом ухудшаются свойства упругих элементов, что необходимо учитывать, выбирая тип и толщину покрытия. физические свойства Сортамент Температурный коэффициент Удельное электросопротивление р, нОм • м ность V* ю—3» Проволока Лента, полоса, лист линейного расширения а •10—6, (°С)—1 модуля нормальной упругости ссЕ.10‘. ГОСТ 14118—85 ГОСТ 14117—85 100... 120 ГОСТ 14118—85 ГОСТ 14118—85 ГОСТ 14117—85 ГОСТ 14117—85 ГОСТ 14118—85 ГОСТ 14117—85 ГОСТ 14118—85 ГОСТ 14118—85 ГОСТ 14117—85 ГОСТ 18143—72 ГОСТ 5582—75 ГОСТ 18143—72 ГОСТ 5582—75 3. ВЫБОР ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ И КОЭФФИЦИЕНТОВ ЗАПАСА ПРОЧНОСТИ Допускаемое напряжение в материале упругого элемента и коэффициент запаса прочности зависят от характера нагрузки материала и качества его обработки, места упругого элемента в механизме (т. е. вызовет ли поломка этого элемента остановку механизма или аварию), срока службы. Наибольшее напряжение атах, возникающее в упругом элементе, должно быть с некоторым запасом меньше предельного напряжения ор, при котором упругий элемент достигает состояния, недопустимого для его работы. Предельным состоянием может быть нарушение упругости, разрушение от статической или циклической нагрузки, потеря устойчивости. Соответственно предельным напряжением ор может быть предел пропорциональности апц, предел прочности (временное сопротивление разрыву) ав, предел усталости аг, критическое напряжение акр (при котором происходит потеря устойчивости). При работе упругого элемента наибольшее напряжение в материале не должно превышать допускаемого: °тах<°Д= °р/«. . где п — коэффициент запаса прочности. Коэффициент запаса характеризуется степенью ответственности упругого элемента, определяемой надежностью, эксплуатационными свойствами, достоверностью данных о свойствах материала, точностью учета основных и дополнительных нагрузок. Могут быть приняты следующие значения коэффициентов запаса прочности: п = 1,5...2 — для упругих элементов, работающих при статических нагрузках; п — 3... ...4 — для сильно изогнутых элементов; п = 10...20 — для измерительных элементов. Наибольшее при прочих равных условиях значение п принимают при расчете на устойчивость, когда ор = акр или тр = ткр. Допускаемые напряжения циклических упругих элементов: °д = °дсх*д*о; тд = 3.2. Значение коэффициента долговечности Количество циклов деформаций пружины за срок службы Отношение Рг/Рг или равное ему отношение соответствующих прогибов FJFZ 10 000 000 Примечание. Р1% Р2 — усилия упругого элемента при предварительной F, и рабочей Ff деформациях соответственно. где оДст> тДст — допускаемые напряжения изгиба и кручения при статической нагрузке; /Сд, К0 — коэффициенты долговечности и ответственности. Коэффициент долговечности /Сд учитывает снижение напряжения вследствие усталости материала (табл. 3.2). Коэффициент ответственности К0 принимают в зависимости от степени ответственности упругого элемента, определяемой из следующих условий: высокая — выход упругого элемента из строя вызывает аварию механизма или другой значительный материальный ущерб, при этом К0 = 0,75; повышенная — выход упругого элемента из строя не вызывает серьезных последствий, но замена пружины затруднительна, при этом К0 = 0,9. При отсутствии требований высокой или повышенной степени ответственности следует принимать /С0 = 1. 4. ВИНТОВЫЕ ПРУЖИНЫ Пружины сжатия и растяжения. Эти упругие элементы получили самое широкое распространение в механизмах приборов. Их применяют тогда, когда при сравнительно большом ходе требуется равномерно действующая сила, а также в том случае, если имеется свободное место для установки пружины лишь в направлении действия растягивающей или сжимающей силы. Применяют винтовые пружины цилиндрические и фасонные (конические, пара-болоидные, телескопические) (рис. 3.2). Конические пружины можно сжимать до вы-ними и стабильными упругими свойствами, изготовляют токарной или фрезерной обработкой из трубок (рис. 3.2, г).

Рис. 3.2. Типы винтовых пружин сжатия:
а —■ цилиндрическая; б — коническая; в — параболоидная; г — точеная; д — телескопическая соты, равной толщине витка. При HJD > 4 их можно применять без направляющих, тогда как цилиндрические пружины при HJD, во избежание выпучивания, должны иметь направляющие в виде стержня или стакана. В большинстве случаев применяют винтовые пружины, навитые из круглой проволоки, реже из проволоки прямоугольного или квадратного сечения. Ответственные винтовые пружины, материал которых обладает низкими пластическими, но высо-
У винтовой пружины, работающей на сжатие, в свободном состоянии между витками имеется зазор, обеспечивающий ее ход. Форма концов пружины должна быть такой, чтобы прилагаемое усилие не могло образовать момент, искривляющий пружину. Поэтому опорные (концевые) витки пружин сжатия из проволоки большого диаметра подгибают (рис. 3.3, 6) или сошлифовывают (рис. 3.3, в). Концы пружины из тонкой проволоки не обрабатываются. Опорные витки не являются рабочими, и при расчете характеристики их не учитывают. а    6    В    г Рис. 3.3. Виды опорных витков винтовых пружин сжатия: а — не обработаны; б — подогнуты; в — сошлифованы; г — подогнуты и сошлифованы
Рис. 3.4. Формы и конструкции зацепов винтовых пружин растяжения
Крайние витки пружин, работающих на растяжение, выполняют в виде различной конструкции зацепов (рис. 3.4, а—«), которые должны обеспечивать центральное приложение нагрузки и быть достаточно прочными. При этом для уменьшения опасности поломки в месте загиба радиус зацепов должен быть достаточно большим. Навивают пружину растяжения без зазора между витками, что уменьшает ее габариты. Уравнения упругой характеристики и максимальной нагрузки для различных винтовых пружин приведены в табл. 3.3. 3.3. К расчету винтовых пружин из проволоки Уравнение упругой характеристики
Максимальная нагрузка
8 СК Т; где К = АС — 1

4С — 4 0,615
4-
С
Цилиндрическая пружина сжатия или растяжения: круглого сечения
С = D0/d — индекс пружины
■Р,
Gd
8С3п
■йенI 2а/ib:
прямоугольного сечения
где А = bhz при & > Л, А = b3h при b < п “Щ7Г
Коническая пружина (/ = = const): круглого сечения
2п (D\ -f- D2) X X {D} -f~ ^2) Gd4
^— -&S-
Д*
F =
£>o
С = •
D,
яп (Dj + Dg) X X (Dt ~h Ц?) 16РЛ6
прямоугольного сечения

Примечание. Коэффициенты а и 0 учитывают искривление поперечного сечения: a = 0,2087 + 0,053 In h/b\ 3 = 0,1489 +0,1013 In ti/b. Исходными величинами для определения размеров пружины являются: силы при предварительной Рг и рабочей Р2 деформациях, рабочий ход ht наибольшая скорость перемещения подвижного конца пружины при нагружении или разгрузке V0> заданная выносливость N циклов, наружный диаметр D. При этом необходимо учитывать следующее: сила предварительной деформации Рх = (0,3...0,8) Р.2; если задана только одна сила Р2, то вместо рабочего хода назначают прогиб F2, соответствующий этой силе; наружный диаметр D назначают предварительно с учетом конструкции узла и уточняют в процессе расчета. 3.4. Классы винтовых цилиндрических пружин сжатия и растяжения из стали круглого сечения Класс Тип пружины Нагружение Выносливость N циклов, не менее Инерционное соударение витков Сжатия Растяжения Циклическое Отсутствует Сжатия Растяжения Циклическое и статистическое Сжатия Циклическое Наблюдается Расчет и выбор винтовых цилиндрических пружин сжатия и растяжения из стали круглого сечения с индексом С = 4...12 должны производиться по ГОСТ 13764—68... 1377б—68. Согласно ГОСТ 13764—68 имеется три класса пружин в зависимости от выносливости (табл. 3.4). При этом отсутствие соударения витков у пружин сжатия определяется условием К0/Укр^1, где VKp—критическая скорость пружины сжатия, м/с (соответствует возникновению соударения витков пружины от сил инерции). Все статические пружины, длительно пребывающие в деформированном состоянии и периодически нагружаемые со скоростью У0 <С ККр» относятся ко II классу. Рис. 3.6. Характеристика пружины с начальным натяжением Рис. 3.7. Продольный изгиб винтовой пружины Для экономии места при больших нагрузках применяют двойные или тройные пружины (рис. 3.5). Рассчитывают такие пружины по тем же формулам, что и одинарные. Общая для всех пружин нагрузка будет распределяться между ними пропорционально жесткости каждой из них. Например, для трех пружин: р\ = Робщ21'(21 + zu + zn0' ри = ^общ2ц/(21 + zu + zi ii)» ^111 = Лэбщ2ш/(21 + Z\I + Z\\\)- Во избежание попадания витков одной пружины между витками другой следует навивать пружины с разным направлением витков. Для большей надежности и четкости работы механизма с пружиной сжатия или растяжения последнюю устанавливают с начальным натяжением, создаваемым предварительным сжатием или растяжением. Натяг в винтовых пружинах может быть создан и при навивке пружин предварительным подкручиванием или отгибанием свободного конца в сторону навитой части. Растягивающая или сжимающая сила не будет вызывать деформацию такой пружины до тех пор, пока не превысит силу начального натяжения, созданного в пружине при установке или изготовлении. Характеристика пружин с начальным натяжением имеет вид, показанный на рис. 3.6. v-2 V=7 V={J7 v=^5
Пружины сжатия, особенно имеющие предварительный натяг, могут не обладать достаточной жесткостью к продольному изгибу и под действием сжимающей силы будут изгибаться (рис. 3.7), что недопустимо для нормальной работы. Пружина устойчива при любой степени сжатия, если //0/D0 < Рис. 3.8. Критическая деформация FKp/H предельная высота (Я/1>0)пр относительной высоты пружины крепления ее торцов
в зависимости от и способа в Но
где (H0ID0)p — предельная относительная высота [51. Для пружин с малым углом подъема витков из проволоки круглого сечения (H0/D0)p = 2,62 v, где v — коэффициент, зависящий от способа крепления концов пружины (рис. 3.8).


Рис. 3.9. Установка винтовых пружин кручения 62
3.5. Формулы для расчета цилиндрических винтовых пружин кручения Расчетные формулы, нормативные величины, способы расчета Наименование параметра и размера
Внутренний диаметр пружины £>ь мм Выбирается из конструктивных соображений
Средний диаметр пружины D0, мм Ориентировочное значение момента пружины Т{ при предварительной деформации, Н • мм Назначаются или вычисляются из условий работы механизма. Обычно Т\ = (0,3...0,8) Т2 Момент пружины при рабочей деформации Т2 (соответствует наибольшему принудительному перемещению подвижного звена в механизме), Н • мм Рабочий угол закручивания пружины при работе механизма, ...° Допускаемое напряжение материала пружины при изгибе, Н/мм2 у = 3668D0/(£d4)
Момент пружины при максимальной деформации, Н • мм 7з = (1,1.-.1,2) Т2 Коэффициент формы сечения и кривизны витка Диаметр проволоки, мм 32 Т2К яаиР Угол закручивания одного витка под действием момента I Н • мм, (...°)/(Н • мм) пр ~ ф/1? (^2 — Т^)] Число рабочих витков, шт.
Уточняется в зависимости от формы и расположения зацепов Действительное значение момента пружины при предварительной деформации, Н • мм Tt = Т., — ср/ (уп) Если полученное расчетом число витков п не меняется, Тг = т[ Наименование параметра и размера Расчетные формулы, нормативные величины, способы расчета Угол закручивания пружины, ...°, под действием момента: <Pi = V'lT'i Фг = упТ, Фа = УпТ3 Шаг пружины, мм t = d+ (0,3...0,5) Угол подъема витков в свободном состоянии пружины, а = //(яД,) Развернутая длина проволоки, мм L = jrDn/t/cos а + Lu где L, — длина зацепов Напряжение в материале пружины при моменте Т (проверка выбранной или заданной пружины) а = 32ТК/(псР) Примечания: 1. Ближайшее значение d выбирается по сортаменту проволоки. 2.    Угол закручивания пружины ср2 не должен превосходить значения, указанного на 3.    Порядок вычислений может изменяться в зависимости от заданных условий. Если Hq/D0 > (H0/D0)Kр, пружина теряет устойчивость при критической деформации FKp, равной для пружин из проволоки круглого сечения FKp = 0,81 ЗЛ0 [\-V 1 - 6,85/v2 (D0/H0)I2). Зависимость FKpIH0 от H0ID0 при различном закреплении концов пружины из проволоки круглого сечения показана на рис. 3.8. Пружины кручения применяют для сообщения какой-либо оси механизма крутящего момента, в качестве заводных и натяжных пружин, пружинных тормозов, муфт одностороннего движения (рис. 3.9).
Винтовые пружины кручения устанавливают на цилиндрических оправках, относительно которых они должны вращаться. Оба свободных конца пружины должны быть взаимно параллельны, так как в противном случае на оправку действуют большие усилия (рис. 3,9, а). При установке пружины на оправку действует изгибающий момент, равный Р (рис. 3.9, б). Поэтому в случае большого расстояния а целесообразно применять пружины с двойной навивкой (рис. 3.9, в). Если к концам пружины приложены силы, то во избежание перекоса пружины (потери устойчи- вости) угол закручивания не должен превышать значений фтах = 123,1 у п. Диаметр оправки выбирают с учетом того, что диаметр пружины при закручивании уменьшается: где Оф — внутренний диаметр пружины при закручивании на угол ср; Dx — исходный внутренний диаметр. При использовании пружин кручения в*качестве пружинных тормозов (рис. 3.9, г) и муфт одностороннего движения (рис. 3.9, д) внутренний диаметр выполняют меньше диаметра оси, так что ось при вращении в направлении навивки витков защемляется, а вращение в обратном направлении осуществляется свободно. Расчет таких пружин приведен в работе [51. Формулы для расчета пружин кручения из проволоки круглого сечения приведены в табл. 3.5, а обозначения размеров — на рис. 3.10. 5. ПЛОСКИЕ ПРУЖИНЫ -Эта группа пружин очень разнообразна как по конструкции, так и по назначению. По конструктивному оформлению различают прямые, изогнутые и спиральные пружины. Материал плоских пружин работает на изгиб. Прямые плоские пружины с прямоугольным сечением применяют при малых линейных перемещениях и относительно небольших усилиях; например, в качестве контактных пружин реле и переключателей, в фиксаторах и тормозах, как упругие опоры и направляющие (см. гл. 4 и 5). Прямая пружина требует много места, так как по сравнению с возможной деформацией она имеет большую длину. Материал прямой пружины (ленточная сталь, бронза и т. п.) может быть применен в естественном состоянии. При этом пружину следует располагать по длине проката или под небольшим углом к нему. 3.6. К расчету прямых плоских пружин Способ крепления и приложения нагрузки Уравнение упругой характеристики Максимальная нагрузка ^шах

“бГ
JuP
bh2 “бГ

°иР
bh3E
Способ крепления и приложения нагрузки Уравнение упругой характеристики Максимальная нагрузка Р тяг Прямые плоские пружины чаще всего закрепляют одним концом (консольные пружины) и нагружают на свободном конце (рис. 3.11). Обычно такие пружины имеют предварительное натяжение, которое осуществляется изгибом пружины в сторону, противоположную действию силы. При этом свободный конец пружины удерживается специальным упором в виде жесткой прокладки укороченной длины или крючкообразного захвата (рис. 3.11, а — в). Применяют также двухопорные плоские пружины со свободно-опертыми или жесткозаделанными концами. Основные расчетные выражения для прямых плоских пружин в зависимости от конструкции и способа заделки концов приведены в табл. 3.6. При расчете плоской консольно-закрепленной пружины (рис. 3.12) задают величины Р, / и F. Требуется определить размеры b w h. Сначала определяют толщину Р “h

A
&
Щ

пружины
h = 2l2ouP/(3FE), где auP — допускаемое напряжение материала на изгиб. Полученное значение h округляют до ближайшего стандартного, согласно сортаменту на материалы. После этого определяют ширину пружины b (из уравнения максимальной нагрузки). Если задается предварительное натяжение Pi и Р2, F, /, то сначала определяют предварительную деформацию Fi = f2P,/(P2 - PJ, затем полную деформацию F = F, + F,, после чего находят размеры h и Ь. Рис. 3.11. Способы крепления прямых плоских консольных пружин Если ширина Ъ велика, пружину разбивают на несколько пластин так, чтобы они образовали наборную пружину. Основным недостатком прямых плоских пружин постоянной ширины является неравномерная нагрузка их материала, что не позволяет создать надежную упругую систему при малых габаритах. В этом случае пружину выполняют наборной или с переменным сечением (табл. 3.6). При креплении плоских пружин, подвергающихся односторонней нагрузке, необходимо края прокладок и зажимных пластин закруглять. Если пружину закрепляют винтами, диаметр отверстий для них (рис. 3.11, a) d = 0,3...0,5blt расстояние между ними а = 3...4d, расстояние между краем пружины и отверстием с ^ 0,5^. В случае необходимости пружину в месте закрепления выполняют более широкой, однако резких изменений сечения следует избегать. Если при выполнении отверстий требуется отжиг, его производят только в месте крепления. Целесообразно в месте закрепления применять прижимную пластинку. Наиболее часто крепят пружины двумя винтами (рис. 3.11, а, б, д — ж), При креп-
лении одним винтом необходимо добавочное устройство, предохраняющее пружину от проворачивания (рис. 3.11, в, г и рис. 2.9). В контактных пружинах реле и переключателей необходимо изолировать как отдельные пружины, так и крепящие винты (рис. 3.11, д — ж). Если требуется полу- р р чить нелинейную характеристику Г 41I I |f [1111 fl ИIП И1^ пРям°й плоской пружины, ее опира-ют на винты или лекало (рис. 3.13). Меняя число и расположение опорку    ных винтов, можно получить задан-^ Л НУЮ нелинейную характеристику nJ пружины. A-A
i
X
Ss 1 _Изогнутые пружины использу- \рг    ют в тех случаях, когда конструк ция не позволяет применить прямую Рис. 3.12. Схема работы прямой плоской кон- №ИНУ- Однако изогнутые пружи-сольной пружины    ны более сложны в производстве ввиду возможного разброса механических свойств материала в результате изгиба. Кроме того, в такой пружине всегда создается некоторое напряжение, зависящее от изгиба, что приводит к уменьшению допустимых напряжений. Наиболее часто применяются изогнутые пружины, показанные на рис. 3.14. Пружину, изображенную на рис. 3.14, а, используют в качестве прижимного элемента в фиксаторах, тормозах, предохранительных устройствах. Конструкцию на рис. 3.14, б часто применяют для контактных пружин. Примеры применения изогнутых пружин других конструкций показаны на рис. 3.15, а —в. Устройство, изображенное на рис. 3.15, а, имеет то преимущест-| р во, что средняя часть, несущая закрепительный штифт подвески, перемещается параллельно сама себе, что обеспечивает вертикальное перемещение подвески.
б    а    6 Рис. 3.13. Установка прямых плоских пружин для получения нелинейной характеристики: а — на винтах; б — на фигурной'плоскости Рис. 3.14. Основные типы изогнутых пружин
а    б Рис. 3,15. Конструкции изогнутых пружин 3.7. К расчету изогнутых пружин Основные расчетные уравнения для изогнутых пружин приведены в табл. 3.7. Однако по этим уравнениям пружины рассчитываются только тогда, когда они должны создавать определенное усилие, заданное с большой точностью. В остальных случаях изогнутую пружину рассчитывают упрощенно, как прямую. При таких расчетах за полную длину пружины следует принимать размер / (рис. 3.14). Спиральные пружины представляют собой навитую по спирали ленту, которая создает вращающий момент, действующий в плоскости, перпендикулярной оси пружины. Их применяют в качестве моментиых в измерительных приборах для создания противодействующего момента (рис. 3.16), для подвода тока к подвижной рамке, в колебательных системах спусковых регуляторов (см. гл. 12) и в качестве заводных пружин механических двигателей. Моментная пружина является одной из наиболее ответственных деталей, определяющих качество и точность прибора, и поэтому должна удовлетворять следующим требованиям: момент Т и угол закручивания а должны быть строго пропорциональны; постоянство упругих свойств во времени и малый температурный коэффициент модуля упругости; минимальная остаточная деформация; отсутствие магнитных свойств (в электроизмерительных приборах и т. п.); коррозиестойкость; малое удельное электрическое сопротивление. Выполнение этих требований обеспечивается соответствующим выбором материала, расчетом пружины с большим коэффициентом запаса (п = 5...10), прогрессивной технологией изготовления. Рис. 3.16. Моментная спиральная пружина измерительного прибора Рис. 3.17. К определению размеров моментной спиральной пружины Рис. 3.18. Способы крепления концов моментной спиральной пружины: а —» штифтом; б «- д пайкой; е — в прорези втулки Расчет пружины заключается в определении ее размеров Ъ, Л, /, L (рис. 3.17). При этом обычно бывают заданы Т, a, Dx леиия размеров пружины: D2, Е, оиР. Последовательность опреде-
1. Толщина (D? — D| )оиР 2КЕа где К = t/h— коэффициент заполнения площади для пружин с малым моментом (до 5 мкН) К = 10... 13, для пружин с большим моментом К = 7...8. Полученное значение h округлить до ближайшего стандартного для имеющегося сортамента материалов. Рис. 3.19. Свободная заводная спиральная пружина
2. Ширина 3. Рабочая длина
4.    Рабочее число витков "Р - я(D.+D*) • 5.    Расстояние между соседними витками
t = Kh или t ■ 2п0
Размеры моментных спиральных пружин из оловянно-цинковой бронзы (БрОЦ4-3) с противодействующим моментом от 0,1 до 250 мкН • м (при закручивании их на 90°) должны выбираться по стандарту. Крепление концов моментных спиральных пружин (рис. 3.18) имеет особое значение. При неправильном креплении и неконцентричном расположении витков создается боковое давление на ось и смещение центра тяжести пружины, вызывающее разбалансировку подвижной части измерительного прибора. В случае, если пружина служит для подвода тока, крепление ее концов должно иметь малое и постоянное электрическое сопротивление. Оба конца такой пружины крепят пайкой, причем температура пайки должна быть значительно ниже температуры отпуска материала пружины. Заводная спиральная пружина бывает двух вариантов: свободная и пружина, помещенная в барабан. Свободная заводная спиральная пружина, насаженная на валик и полностью заведенная (рис. 3.19, а — б), при спуске обеспечивает максимальную отдачу энергии. Поэтому ее применяют в тех случаях, когда нужно получить от пружинного двигателя максимальное число оборотов и отдачу энергии. Однако габариты заводного устройства при этом получаются сравнительно большими. Чаще заводные спиральные пружины помещают в барабан. Это позволяет уменьшить габариты пружинного двигателя, улучшает условия смазки, предохраняет от попадания между витками пыли и мелких твердых тел, повышает КПД. В зависимости от того, какой конец заводной пружины перемещается при ее работе, различают два типа конструкций пружинного двигателя: с неподвижным барабаном и с вращающимся (рис. 3.20). В конструкции первого типа (рис. 3.20, а) барабан 7 закреплен неподвижно на корпусе механизма. Пружина 6 закреплена одним концом на барабане 7, а другим — на валу /, где закреплено храповое колесо 2. На зубчатом колесе 5, которое может вращаться на валу свободно, установлена собачка 4. Собачка свободно поворачивается вокруг пальца 3 и прижимается к храповому колесу пружиной 8. При заводе пружины 6 вращением вала 1 (в данном случае по часовой стрелке) зубчатое колесо 5 остается неподвижным. При этом механизм, связанный с пружинным двигателем, также останавливается. При раскручивании пружина 6 вращает вал 1 против часовой стрелки, а храповик 2 через собачку 4 вращает зубчатое колесо 5, передавая усилие приводимому механизму. Конструкции с неподвижным барабаном применяют, когда завод пружины в процессе ее работы производить нет необходимости. Пружинный двигатель с вращающимся барабаном (рис. 3.20, б) состоит из тех же деталей, что и с неподвижным. Однако собачка 4, палец 3 и пружина 8 установлены на корпусе механизма, а зубчатое колесо 5 на барабане 7. Пружину 6 заводят вращением заводного вала 1. При раскручивании вал удерживает от вращения со- А-А Рис. 3.20. Типы заводных барабанов: а — неподвижный; б — вращающийся бачка 4, а барабан, увлекаемый наружным концом пружины, вращается, приводя в движение механизм. Заводка пружины в двигателе с вращающимся барабаном не вызывает остановки механизма, так как вращающий момент передается ему непрерывно. Способ крепления концов заводной спиральной пружины (особенно наружного) оказывает существенное влияние на работу пружинного двигателя. Крепление концов пружины должно обеспечить концентричность витков относительно оси валика (наружный конец), надежность соединения, прочность, удобство сборки, долговечность, максимальный ход пружины, а также предупредить перенапряжение в отдельных ее витках. Эти требования более полно удовлетворяются при жестком креплении наружного конца пружины, чем при нежестком [58]. Рис. 3.21. Способы крепления наружного конца заводных спиральных пружин

Конструкции крепления наружного конца заводной спиральной пружины показаны на рис. 3.21. При шарнирном креплении (рис. 3.21, а) уже при повороте заводного валика на 1,5...2,5 оборота витки располагаются эксцентрично относительно оси валика, соседние соприкасаются друг с другом и между ними появляется трение, снижающее КПД пружины на 20...25 %. Такой способ крепления наружного конца чаще применяют для свободных заводных спиральных пружин. Рис. 3.22. К расчету мечевидной накладки
На рис. 3.21, б показано штифтовое крепление, применяемое для мощных заводных пружин. Оно является полужестким, и недостатки шарнирного крепления в нем проявляются меньше. При небольшой толщине стенки барабана штифт может быть заменен лапкой, отогнутой от стенки (рис. 3.21, в). Узкие и тонкие пружины часто вставляют загнутым концом в прорезь барабана (рис. 3.21, г). При V-образном креплении (рис. 3.21, д) межвит-ковое трение значительно меньше. Недостаток его — возможность поломки пружины в месте перегиба. Для устранения этой опасности V-образное крепление часто выполняют с промежуточной пластиной (рис. 3.21, ё). Для правильной работы заводной пружины, т. е. для концентричного расположения витков, необходимо, чтобы наружный конец ее мог перемещаться в радиальном направлении. Это условие в большой степени обеспечивается креплением, предложенным Гуллери (рис. 3.21, ж), при котором витки всегда располагаются концентр и чно, межвитковое трение почти отсутствует, что обеспечивает высокий КПД. В креплении Гуллери упор 1 крепится на барабане, упор 2— на пружине, на расстоянии, немного меньшем V4 витка от ее конца. Ширина упоров 1 и 2 равна ширине пружины b, а толщина — примерно 1,3h. Промежуточную пружину 3 устанавливают между упорами / и 2, радиус кривизны ее больше внутреннего радиуса барабана. Недостатком крепления является сложность в изготовлении и недостаточная надежность, так как пружина ослабляется отжигом и заклепкой.
Рис. 3.23. Способы крепления внутреннего конца заводных спиральных пружин В ответственных механизмах наружный конец пружины крепят с помощью мечевидной накладки 1 (рис. 3.21, з). Накладку соединяют с концом пружины (с внутренней ее стороны) заклепкой 2 и вставляют усиками в отверстия, выполненные в дне и крышке барабана. При правильном выборе размеров мечевидной накладки витки пружины располагаются концентрично. Это крепление проще в изготовлении и надежнее в работе,-чем крепление Гуллери. Основные соотношения для конструирования мечевидной накладки (рис. 3.22): А = (0,125. . ,0,2)jiD; В= (0,3. . ,0,6)Л; W = (1,06. . .1,12)Л; Ь' = (6. . .8)hf; рсв = D/2 — h\ С = Я = (0,93 - 0,97)6; С = (0,65. . .0,75)6; I = (0,5. . .0,7)В; е = (8. . .10)А; d = 0,3Я, где D — внутренний диаметр заводного барабана; Л — толщина пружины; b — ширина пружины. Надежность заводной пружины во многом зависит от крепления ее внутреннего конца. Этот конец должен быть отожжен на длину примерно одного витка и плотно прилегать к заводному валу. Элементы крепления (для уменьшения напряжения) должны возможно меньше выступать над поверхностью первого витка. Способы крепления внутреннего конца пружины показаны на рис. 3.23, а — ж. Рис. 3.24. Диаграмма работы заводной спиральной пружины, вложенной в барабан
Диаграмма работы заводной спиральной пружины показана на рис. 3.24. Прямая OL на диаграмме представляет собой упругую характеристику пружины без учета гистерезиса, трения между витками и способа закрепления ее концов. Если спиральная пружина установлена в барабане, диаграмма ее работы приобретает вид, показанный заштрихованной петлей. Точка В соответствует состоянию спущенной пружины. Момент при этом равен нулю. В точке D пружина полностью заведена. Рабочий участок находится между точками D и С. Как видно из диаграммы, фактический момент пружины, развиваемый при спуске, меньше теоретического. Это учитывается коэффициентом качества пружины Кк, значение которого зависит от способа крепления концов, вида межвитковой смазки и определяется из выражения (3.1)
где значения коэффициентов К\ и /С2 выбирают из табл. 3.8. Моменты пружины при спуске могут быть определены по формулам nKKEbhs .    ч    /о 9ч -— («г—«св — «р);    {6'г> сп min ‘
Я КкЕЬН3 6 L
(пт— лсв),    (З-З) сп шах
— число витков тугозаведенной и где L — длина упругой части пружины; гц, nQB _______ ______ свободной пружины; пр — рабочее число оборотов вала пружины
3.8. К определению коэффициентов качества пружины Тип крепления Вид смазки Шарнирное Жесткое V-образное С промежуточной пластиной С мечевидной накладкой 0,65...0,70 0,72...0,78 0,80...0,82 0,90...0,95 0,92...0,96 Без смазки Касторовое масло Машинное масло Касторовое масло с графитом 0,80.. .0,85 0,82...0,87 0,92...0,97 0,95...1,0 Изменение момента пружины на рабочем участке можно определить, решая совместно уравнение (3.2) и (3.3): Т —Т    К F bh>> л у сп шах сп min 6    L р* При расчете заводных спиральных пружин задается отношение Тсп maK/Tcn min = = Кт* с учетом которого можно записать Т — 71    Е (3.4^
Яр,
cnmin 6 Кт— 1 L где Кт= 1, 4...5. 1 ___Рис. 3.25. Барабан с заводной спиральной
! ~ 1    пружиной: ^    а — состояние пружины: 1 — спущенное; 2 — за- I I    |    веденное; б — к определению коэффициента Kr При расчете и конструировании заводной спиральной пружины, вложенной в барабан, обычно ставится задача обеспечить (при прочих равных условиях) наибольший полезный ход пружины, т. е. наибольшее рабочее число оборотов барабана. Возможное число оборотов барабана (рис. 3.25, а) пб=пзв — псп.    (3.5) При изменении пзв в широких пределах число оборотов барабана переходит через максимум. Этот максимум будет иметь место, если РзВ = Рсп=/(ЛМ^У2.    (3.6) где R — внутренний радиус барабана; г — радиус заводного вала; рсп — внутренний радиус пружины в спущенном состоянии; рзв — внешний радиус пружины в заведенном состоянии. Пружина, удовлетворяющая условию (3.6), называется нормальной заводной пружиной. Пружинные двигатели с такими пружинами нашли наибольшее распространение. Основные соотношения для нормальных пружин. Из рис. 3.25: язв = (рзв — — r)/h\ лсп = (R — рсп)//1. Тогда, с учетом выражения (3.5) == (Рзв Рсп ^ r)/h. Из соображений прочности и надежности работы заводных спиральных пружин рекомендуется выбирать (проверенные практикой) соотношения R/h = 35. . .60; r/h = 13. . .20.    (3.7) Решив совместно соотношения (3.7), получим R/r = 3.    (3.8) Таким образом, для нормальной заводной пружины: Рзв = Реп = 2,236г = 0,745/?;    (3.9а) п.. = 1,236 = 0,412 4- = 14.. .25;    (3.96) п    п пСП = 0,764 4- = 0,255 = 9... 15;    (3.9в) Т    D Щ = 0,472— = 0,157 — = 5,5. . .9,5.    (3.9г) h    п Длина упругой части“пружины определяется из’выражения L = я (R + рсп) псп Для нормальной заводной пружины это выражение имеет вид L = 1,4R2/h.    (3.10) Получим выражение для определения минимального момента нормальной пружины при спуске T"n min. Для этого введем соотношение Кп = пр//2б = 1- . .0,7,    (3.11) откуда яр = Кппб. Теперь с учетом выражений (3.4), (3.9) — (3.11) можно записать ТСП min = 0,059/СKKnEbh3/[R (Кт - 1)1, Введем коэффициент К#= Rfb, зависящий от соотношения геометрических размеров барабана (рис. 3.25, б), тогда окончательно получим С min = 0,059KKKnEh*/lKR (Кт - 1)], откуда    __ ft = 2,57 \f [Г“ minKR (Кт - ШКкКпЕ),    (3.12) для нормальных заводных пружин коэффициент Кт= 1,4...2. Исходными данными для расчета пружинных двигателей являются: минимальный момент на валу заводного устройства Т^ min, отношение минимального и максимального момента /Сг , рабочее число оборотов барабана яр, желаемые размеры барабана R или b в зависимости от общей компоновки двигателя. Порядок расчета пружинного двигателя с нормальной заводной пружиной может быть следующим: 1.    В зависимости от назначения двигателя, условий эксплуатации и требований к компоновке выбрать коэффициенты /Ск> Кд, Кп> модуль Е (с учетом выбранного материала пружины). 2.    Определить толщину пружины h по уравнению (3.12). 3.    Найти радиус заводного вала с учетом соотношений (3.7). 4.    Определить внутренний радиус барабана по формуле (3.8). 5.    Найти значения рсп = рзв из соотношения (3.9а). • 6. Определить число витков заведенной лзв и спущенной псп пружины из соотношений (3.96) и (3.9в). 7.    Определить максимально возможное число оборотов барабана из соотношения (3.9г). 8.    Определить число холостых оборотов барабана по форме ях == Лб — пр или с учетом выбранного коэффициента Кп из соотношения (3.11). 9.    Определить длину упругой части пружины из выражения (3.10). 7 10. Определить ширину пружины b или радиус R в зависимости от выбранного значения KR. И. В зависимости от способа крепления концов пружины определить полную длину пружины. Определить наибольшее напряжение в материале пружины атах = = mJ(bh*) < оиР. 6. БИМЕТАЛЛИЧЕСКИЕ ПРУЖИНЫ Биметаллические пружины представляют собой 'пластины, состоящие из двух и более слоев металла или сплавов с различными температурными коэффициентами линейного расширения и сваренные между собой по всей плоскости соприкосновения. Слой металла или сплава с большим коэффициентом теплового расширения называется активным, с меньшим — пассивным. Между этими слоями может находиться промежуточный слой. При повышении температуры биметаллическая пружина изгибается в сторону пассивного слоя, а при охлаждении — в сторону активного. Биметаллические пружины могут реагировать не только на изменение температуры окружающей среды, но и на параметры (например, сила тока), вызывающие эти изменения. Биметаллические пружины применяют для изготовления чувствительных к изменению температуры и силы тока элементов приборов и автоматических устройств: тепловых реле, реле времени, термометров, а также в качестве термокомпенсаторов, уменьшающих погрешности показаний приборов при колебании температуры. Материалом для исполнения служат термобиметаллы, изготовляемые по ГОСТ 10533—86 и поставляемые в виде холоднокатаных лент и полос толщиной от 0,1 до 2,5 мм и шириной от 10 до 250 мм. Марки термобиметаллов в зависимости от сочетания слоев приведены в табл. 3.9. СГ

Рис. 3.26. Конструкции биметаллических пружин Основные характеристики термобиметаллов — чувствительность к изменению температуры, удельное электрическое сопротивление и рекомендуемая температура службы. Чувствительность к изменению температуры характеризуется удельным изгибом и коэффициентом чувствительности. Удельный изгиб А — это изгиб свободного конца пластинки термобиметалла длиной 100 мм и толщиной 1 мм при нагревании на 1 °С. Коэффициент чувствительности М — условная разность коэффициентов теплового расширения активного и пассивного а2 слоев термобиметалла. Зависимость между удельным изгибом и коэффициентом чувствительности выражается формулой А = 7500 М/С, где С = 1,15... 1,25 — эмпирический поправочный коэффициент. Рекомендуемая температура службы — температура, до максимального значения которой сохраняется достаточная чувствительность термобиметалла. Физико-механические свойства термобиметаллов (ГОСТ 10533—86) приведены в табл. 3.10. Конструкции биметаллических пружин показаны на рис. 3.26. Расчет биметаллической пружины сводится к определению перемещения ее свободного конца и напряжений в материале. Свободная незакрепленная биметаллическая пружина (рис. 3.27) при изменении температуры изгибается по окружности с радиусом R = 1 /х/, где Щ — т- . 9 г-. « 9    (3* 13) E-ih\ — Е2Щ ЕгЕ2М2 (hi + h2) Марка термобиме талла составляю* Область применения Тепловые реле, предохранители, термометры и т. п. Нагреваемые электрическим током приборы (автоматы защиты сети, реле и т. п.) Компенсаторы, реле защиты и т. п. Реле — регуляторы, импульсные датчики, предохранители и т. п. Автоматы защиты сети, реле и т. п. 28НХТЮ Термочувствительные элементы, работающие с нагрузкой Термочувствительные элементы с малым изгибом Реле — регуляторы, импульсные датчики, предохранители и т. п. 24НХ 36Н М1 — кривизна линии соединения слоев; At — изменение температуры; Elt Е2 — соответственно модули упругости активного и пассивного слоев; hlt h2 — соответственно толщина активного и пассивного слоев [69]. Чувствительность биметаллической пружины при максимальном значении кривизны будет максимальной тогда, когда знаменатель выражения (3.13) примет наименьшее значение. Это возможно при = E2h\ или hx/h2 = VЕ21ЕХ. Биметаллические пружины с таким соотношением толщин слоев и модулей упругости называются нормальными. Для них */ша х = 1,5Л1Д//(/1| + /12).    (3.14) Марка термобн-металла Допустимые отклонения по удельному изгибу. % Коэффициент чувствительности Удельное сопротивление р, мкОм • м Удельная теплоемкость С, кДж/(кг • град) Модуль упругости слоя Е • 10“3, МПа активного пассивно Перемещение свободного конца в зависимости от способа закрепления и формы биметаллической пружины может быть определено по уравнениям, приведенным в табл. 3.11, где D — средний диаметр витка, п — число рабочих витков.
Наибольшие напряжения в слоях термобиметалла возникают вблизи зоны соединения слоев. Вычислить их можно по следующим уравнениям: для активного слоя °1 / шах = — МЕ^Ы/Уц + ftj); Рис. 3.28. Взаимодействие биметал лической пружины и упора
для пассивного слоя а21 шах = ME2h2M/(hy + ft2). Если на биметаллическую пружину действует изгибающий момент Мвн от внешних сил, то кривизна линии соединения в зависимости от этого момента 3AL
М
EIх
Б-Б
(3.15)
3.11. Основные расчетные уравнения для биметаллических пружин где b — ширина пружины; Е = 4ЕХЕ2ИУЕг + V^)2 — приведенный модуль упругости; /х — момент инерции сечения пружины при изгибе. При силовом воздействии нагретой пружины на упор, полностью препятствующий ее перемещению, возникающий момент определяется из равенства кривизны, вызванной нагревом (формула (3.14)) и внешними силами (формула (3.15)): Л1ВН= l,5MEIxmhi + h2). Значение момента Мш остается постоянным по всей длине пружины (рис. 3.28), следовательно, реакция упора от внешней силы будет зависеть от координаты Хвн, т. е. двн = MJX. При расположении упора на некотором расстоянии от оси X его реакция будет равна Момент реакции упора для спиральных и винтовых биметаллических пружин, отстоящих от начального положения на величину ф^, М% = Мвн^1--’ гдв Frh q>R — прогиб и угол поворота пружины от взаимодействия с упором; F^t и Фд/ — прогиб и угол поворота, вызванный нагревом. Для определения перемещения в случае, когда свободному перемещению препятствуют силы сопротивления (например, передаточного механизма), необходимо просуммировать свободное перемещение от нагрева и перемещение, вызванное силой или моментом сопротивления: FM = FAt ± Fc; фм = фд, ± <рс. В этих выражениях знаки плюс или минус выбирают в зависимости от расположения слоев термобиметалла. При нагреве электрическим током упругая характеристика биметаллической пружины выражается зависимостями Fj = /(/);    (3.16) Ч>/ = /(0.    (3.17) где I — сила тока, протекающего через нагреватель; Fj и ф; — прогиб и угол поворота пружины при нагреве током. Вид уравнений (3.16) и (3.17) в зависимости от конструкции биметаллической пружины приведен в табл. 3.11. В этих уравнениях RH — сопротивление нагревателя, Ом; Kq — коэффициент рассеивания. При прямом электронагреве Kq = = где |ЛС— коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2 • град). Для большинства термобиметаллов \ic = 16,75 Вт/(м2 • град); 5 — площадь поверхности излучения, м2. Часто при расчете биметаллических пружин необходимо знать время электрического нагрева для осуществления заданного перемещения F3 или ф3. Его можно определить из уравнений: для прямой пружины тн = F3hcm/(0J5Ml2I2RH); для винтовых и спиральных пружин тн = ф3Лст/(1,5М//2/?н)> где с — удельная теплоемкость термобиметалла, Дж/(кг • град); т — масса биметалла, кг. 7. ОБЕСПЕЧЕНИЕ ТОЧНОСТИ ХАРАКТЕРИСТИКИ УПРУГИХ ЭЛЕМЕНТОВ При работе упругого элемента действительная упругая характеристика отклоняется от расчетной, что приводит к погрешностям работы механизмов и приборов. При этом погрешность характеристики, вызываемая группой конструктивных факторов, обычно не превышает 5 %. Наибольшую погрешность вызывают технологические факторы; суммарное отклонение характеристики, вызываемое отклонением геометрических размеров, например, в десятки раз превышает отклонение, связанное с конструктивными факторами. Для цилиндрических пружин сжатия и растяжения максимальное относительное отклонение осевого усилия может быть определено по формуле [72] ДР2/Р = Ш/d + ЗА D/D + А п/п + AH0/F + A G/G + А/уР, где Ad, AD, А /г, А Я0, A G, А Рх — отклонения соответственно диаметров проволоки, пружины, числа рабочих витков, высоты пружины, модуля упругости, усилия предварительной деформации.
Наибольшее влияние на суммарное рассеивание характеристики пружин оказывает отклонение диаметра проволоки в пределах допусков, предусмотренных соответствующими стандартами. Повышение точности винтовых пружин по упругой характеристике ужесточением допусков на диаметр проволоки является экономически не- Рис. 3.29. Влияние жесткости выгодным. Более эффективен и экономичен метод упругого элемента на отклонение компенсации отклонения диаметра проволоки из- характеристики менением числа витков или диаметра навивки пружины. Выбор параметра, за счет которого наиболее целесообразно компенсировать погрешности диаметра проволоки, зависит от конструктивных особенностей пружины. Отклонение характеристики пружины компенсация уменьшает в 1,5...2 раза без ужесточения допусков и увеличения стоимости изготовления. ГОСТ 16118—70 устанавливает три группы точности цилиндрических винтовых пружин сжатия и растяжения из стали круглого сечения по допускаемым отклонениям деформаций (прогибов) или сил: к первой группе — допускаемые отклонения до 5 % — относятся пружины I и II классов по ГОСТ 13764—68, изготовляемые из проволоки диаметром 1,6 мм и более; ко второй группе — допускаемые отклонения до 10 % — относятся пружины всех классов, кроме трехжильных; к третьей группе — допускаемые отклонения до 20 % — относятся пружины всех классов, кроме одножильных пружин III класса. Установленным группам точности по силам или деформациям соответствуют три группы точности на геометрические параметры (ГОСТ 16118—70) 3. Максимальное относительное отклонение усилия или прогиба при постоянном усилии для прямых плоских пружин определяется по формуле ДРуР = Д/^ max/F = ЗДft/й + Ab/Ь + ЗА/// + ДЕ/Е,    (3.18) где ДА, Дby Д/, ДЕ — отклонения соответственно толщины, ширины, длины пружины и модуля упругости материала. Из выражения (3.18) следует, что главная составляющая рассеивания характеристики связана с отклонением толщины материала. В качестве компенсатора в этом случае целесообразно выбрать ширину пружины, так как конструктивно она не связана с другими деталями. Необходимые сочетания толщины и ширины можно определить из формул табл. 3.5. Расчеты показывают, что максимальное отклонение характеристики плоской пружины может составлять 15...40 %. Точность характеристики обеспечивают также методом селективной сборки, когда элемент состоит из нескольких пружин. Допуски на геометрические размеры выбираются в этом случае экономически выгодными. Максимальное относительное отклонение противодействующего момента моментных спиральных плоских пружин, вызванное несоответствием действительных геометрических размеров расчетным, равно сумме первичных погрешностей: ДГшах/Г = 3 ДА/А + Ab/b + AL/L + Д Е/Е.    (3.19) Из выражений (3.19) следует, что наибольшее влияние на точность характеристики оказывает отклонение толщины материала пружины, которое может быть скомпенсировано соответствующим изменением ее длины L. На отклонение характеристики оказывает также влияние жесткость упругого элемента (рис. 3.29). При одном и том же отклонении ДF разброс усилия будет наибольшим в упругом элементе с наибольшей жесткостью. Глава 4 НАПРАВЛЯЮЩИЕ ВРАЩАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ 1. ВИДЫ НАПРАВЛЯЮЩИХ И ИХ СРАВНИТЕЛЬНАЯ ОЦЕНКА Применяемые в приборостроении направляющие вращательного движения (опоры) по роду сопротивления движущим силам кинематических связей делят на три группы: опоры с трением скольжения, с трением качения и редко встречающиеся направляющие с сопротивлением упругости. Кинематическая функция опор заключается в сохранении заданного положения оси вращения в пространстве, в ограничении осевых смещений подвижных деталей, поддерживаемых опорами, в обеспечении возможности поворота подвижной системы во времени. Наименование. Применение, особенности. Сравнительная оценка Расчетные параметры Конструкция и схема нагружения Приведенный коэффициент трения f (или /) Приведенный радиус опоры R ,мм Удельное давление р (или напряжение <ттах), МПа Скольжения цилиндрические радиальные На призмах. Для разборных соединений. В приборах с точной подгонкой положения оси вращения. 4252.1512
тъ *ГАе рс = arctg fc
d/2
«max = 0.365.; X
. R-d/2
X
I/ \ RrnE I 2 s*n a A = Ч2г; В = 1 fd
d/2
Трехточечные. Если необходимы каменные или твердосплавные опоры при большом диаметре цапфы. 5232.1211
sin 2рс
ап,ах = 0,365л; X А = 1/2г; в = ltd

-f- 2,15 sin2 рс или примерно fc + 2,15/*
С большим зазором. Сопряжение элементов опоры при невысоких требованиях к точности центрирования. 3343.2534
fc COS Рс = sin Рс (ИЛИ Я! /с)
d/2

"1Г" tisWW^ ^ 1 J
1 f— У I do
— d
- 0,798
d«dnE
С малым зазором, притертые. При высоких требованиях к центрированию, больших нагрузках. 4335.3434
dl

- /с cos рс =
Рср
= — sln Рс - 1,57/с
То же, приработавшиеся. Сопряжение в опорах через несколько часов работы при неизменном направлении нагрузки. 3333.2444
d/2
4/с cos pc/jt = = 4 sin pc/jt ; « 1,2 8/c

Ртах = Fr/O.Mdl
ж
d/2

/с cos рс = sin рс; ^ /с
В оливированном отверстии. Если трудно обеспечить соосность отверстий опор оси. 3333.2444
°шах = °,365^ X V 44^)=
а — _!_ • в = —1___L 2 г '    d d0
X
Скольжения конические радиально-осевые 1,57/c/cos а — притертые; 1,28/c/cos а — приработавшиеся
4 — 4 4-4
Fr

Pen
cp 0,5 (dx + doj I
СЛ
В сопряженном конусе. При больших нагрузках и очень низких частотах вращения. 5115.3311
4-4+4-41
То же, при осевой нагрузке. Обладают высокими центрирующими возможностями. В сочетании с пятами центрирование ухудшается. 5115.3311
/с/sin а

П(4-4+4-4)
4—4+4—43

2 cos а\ 2tV*
^+4-
X
На центрах. При малых нагрузках и частотах вращения. Хорошо центрируют, просты в регулировке осевого зазора. 4423.2535
/с/cos а — при большом зазоре; I,57/c/cos а — если зазор равен О
(d — да sin а) 0,5; ба — осевой зазор; d/2 при ба = 0
я I _ 1 cosa А = -2Г'В=2Г- —
°шах = 0,365л* max    р cos а
-)] ;
То же, при осевой нагрузке. Точность зависит от осевого зазора. Момент трения мал. 5433.2535
d/2
/с/sin a
<W = 0>5642 X

nd sin arnE 9 г — радиус фаски отверстия
Скольжения сферические радиально-осевые /c/cosanpH Fa=0; l,28/c/cos а при Fа > 0
В коническом отверстии. Допускают угловое смещение оси вращения, средние нагрузки, малые скорости вращения. 3333.2312
г = 0,5D cos а

cos аяг x = 0,5642 X nd sin aDwnE
х

То же, при осевой нагрузке. Обеспечивают большую точность центрирования. 4234.2312
DT cos а/2
fc/sin а
/
X
„ 3 sin а — sin2 а
В охватывающей поверхности. При больших нагрузках и малых скоростях вращения. 3225.3312
4/>

Кср £>2 (2а -f sin 2а)

d sin3a2 — sin3
4 Fa
То же, при осевой нагрузке. Для регулировок и угловых подвижек. 3125.3312
2 cos3a1 — cos3 a2
CP nd2(sin2 Og—sin2 aj

/с cos фс/sin а гвск =/V-sinaX X sin q>; Тс= Frfcr cos <pc r = rK — радиус керна
<W = °.5784 x ^/^ЛГШЕЦ- y sin a ^ nER, )
a — см. (4.16)
X
Керновые.
При жестких требованиях к моменту трения, малых нагрузках и малых скоростях вращения, невысоких требованиях к точности центрирования;
f = Зя/с/16; T = 0,407 X
amax = °-5784 X 3 f j R — r\* „ ]/ ( *rnE ) °
горизонтальные: 2522.1325;

■ = 0,9086 X
вертикальные: 3522.1345
X
X
v°n
d/З — новая; d/4 — приработавшаяся
nd2 Pqp

Сплошная пята. При больших переменных нагрузках и малых скоростях. 0205.3515
Скольжения плоские осевые fc

1 D3 —d? — о2 — d* новая; (D + d)/4-приработавшаяся

Кольцевая пята. Чаще всего в форме заплечиков цилиндрических опор, для восприятия ударных или небольших постоянных нагрузок. 0205.3525
я (D2 — d2) НсР' 2 Fa n(D — d)d Pqp
d?n>E
Точечная пята. При очень жестких требованиях к потерям на трение, при средних нагрузках, скоростях вращения и малых габаритах. 0403.2525
/ = Зя/с/16; Т = 0,407/с X А г а °шах

= 0,5784
= 0,9086 X У Fa^nt
X
Скольжения специальные Для капельной опоры Т = П...5) X X ю-8 Н • см при Fa = 0,0035 Н; Для кольцевой


Ртутная. При малых статических нагрузках и скоростях вращения. Малый момент трения с высокой стабильностью. 1551.5113
Допускаемые нагрузки: для капельной Fa — (0,03...0,04) Я; для кольцевой Fa = (0,1...0,5) Я;
10'

Магнитный подвес. Для очень малых моментов трения. Допускают практически неограниченную частоту вращения (в вакууме) 5555.5151 Наименование. Применение, особенности. Сравнительная оценка Расчетные параметры Конструкция и схема нагружения Приведенный коэффициент трения f (или Т) Приведенный радиус опоры R, мм Удельное давление р (или напряжение атах)’ МПа Аэродинамические (гидродинамические) Аэростатические Качения, шарикоподшипники Для стандартных См. [53] / F \1/• атах —28Ю ( 0/1,2 ) на внутреннем кольце То же, но См. [53] <W = 281°x - Г Fr Xй [ (D2 — d2) cos a J Радиальные однорядные. Радиальные и умеренные осевые нагрузки, высокие частоты вращения; стандартизированы* 4435.4441

Радиально-упорные. Радиальные и односторонние осевые нагрузки. Стандартизированы. 4424*4441

См. [53]
Радиально-упорные насыпные. Когда стандартные подшипники не применимы по габаритам. 4434.4244
D0 — Dw cos а 2
0,003 при Fa = 0; 0,005 при Fа > 0

То же, при осевой нагрузке. При высоких требованиях к перепадам моментов трения. Обладают хорошей вибростойкостью. 4434.4244
См. [53]
0,005
D0 — Dw cos а

Сферические. Допускают перекос оси до 2—3°, большие нагрузки, колебание оси в процессе вращения. Стандартизированы. Комбинированные нагрузки. 3435.4432


0,001
2
Для стандартных Fr
<W-3930X
[ (D2 — d2) cos a J
X
(D2 — d2) cos < на наружном кольце.
2
0,0013

Упорные. Силовые оси и валы, большие нагрузки. Требует очень высокой точности изготовления посадочных торцевых поверхностей. Осевая нагрузка. 1455.4412
То же, но на любом кольце 0тах = 1080 lFa/(zDl))''‘
Качения цилиндрические, радиальные Т = 0,0153/> X x(ix

ffmax — 0,5642 X V InE Rr
-UR] Г_677_1 \nE(Mr — — l/R)Fr
X lg
На ножах. Допускают только колебательный режим. Очень малый момент трения. Универсальны по значению нагрузок. Стандартизированы. 5554.5212
nd2

а)
16/2
Tmax = Gd4>/(29. £6V
bh
Ь)
12P
w=Cft9//;
шах
аэкв = 1/<4ах+4т;
На растяжках. В условиях, допускающих или требующих зависимость момента сопротивления от угла'поворота. Угол поворота ограничен. 3552.5444
Для круглого сечения (а): Т = я#(?ф/32/ + Pd2q>/81 Для прямоугольного сечения (Ь и с): T = $bh3Gy/l + Pb2y/12l, где при -А = 1,0; 1,5; 2,0; 3,0; 6,0 л 100 Р = 0,14; 0,19; 0,23; 0,26; 0,3; 0,33 соответственно
На подвесах.
То же, только для вертикального положения оси вращения. 4554.5432 4.2. К выбору коэффициента пропорциональности Для опор используются наиболее технологичные формы поверхностей вращения (цилиндрические, конические, сферические, тороидальные), относительное смещение опорных поверхностей достигается парами внешнего (скольжения, качения) или внутреннего (вязкости, упругости) трения, а геометрические связи формируются кинематическим или силовым замыканием. Сочетания формы опорных поверхностей, материала, способа замыкания, вида трения и смазки составляют основу конструкции опор. В табл. 4.1 представлены основные в!иды опор, дана сравнительная оценка их качества, приведены основные расчетные формулы. Значения коэффициента лр для вычисления отах по формулам табл. 4.1 приведены в табл. 4.2. 2. ОПОРЫ С ТРЕНИЕМ СКОЛЬЖЕНИЯ По характеру воспринимаемых нагрузок опоры скольжения делят на радиальные, осевые и радиально-осевые. Охватываемые элементы радиальных и радиальноосевых опор называют цапфами (шейки валов, керны, центры), а охватывающие — подшипниками. Элементы осевых опор называют соответственно пятами и подпятниками. Наименование опор связывают с формой поверхности цапф: цилиндрические, конические, сферические; особо выделяют камневые, ртутные, аэростатические опоры, магнитный подвес и др. (см. табл. 4.1). Материалы опор скольжения Для опорных поверхностей, образующих пары трения, применяют антифрикционные металлы, пластмассы, минералы, специальные подшипниковые сплавы и композиции, дерево. Для уменьшения трения и износа используют жидкие, пластичные и твердые смазочные материалы. Основным материалом промежуточных несущих элементов, защитных и крепежных деталей опоры являются конструкционные металлы и реже пластмассы. В опорах вращения обычно используются прямые пары трения: цапфа из твердого недеформируемого материала перемещается по подшипнику из мягкого ненаклепы-вающегося материала. Для подшипников применяют бронзы (оловянистые БрОФЮ-1> БрОЦС5-5-5 или их заменители БрАЖ9-4, БрСЗО — для втулок, БрКМцЗ-1Т и БрАМц9-2Т — для плат), бронзографиты БрО (8—10) Гр (2—4)-20п и железографиты ЖГр (1—3) Цс4-20п — для втулок, латуни J162, ЛС59-1М или Т, ЛКС80-3-3, ЛМЦсбО-2-2, ЛС63-3 — для втулок и плат, нейзильбер МНЦ15-20, мельхиор МН-19 — для плат. При высоких (до 500 °С) температурах для работы без смазки в агрессивных средах применяют углеграфиты АО и металлографиты АГ, важным достоинством которых является стабильность коэффициента трения после приработки в атмосферных условиях (0,04...0,05). Для небольших нагрузок при работе без смазок, когда важно исключить заедания, используют графитопласты ATM. Широкое применение находят композиции на основе термостойких полимеров: АМАН-24, ТЕСАН-6, ЭСТЕР АН-29. Ценным свойством этих материалов является способность сохранять низкие значения коэффициента Основное применение смазки в узлах при эксплуатации Марка смазочного материала Нормативный документ на технические условия подшипников и направляющих зубчатых, фрикционных кулачковых с минимальным трением счетных приборов во влажной атмосфере § X О к сколь жения камне bi опор 2 х 0 0> - 4 X 0 • 0.00 С К Жидкие смазочные масла ГОСТ 1805—76 ВНИИ НП 1-ЧМО ГОСТ 13374—86 ВНИИ НП 6 ТУ 38001168—79 ТУ 38101787—79 ТУ 3810178—80 ТУ 3810176—81 ТУ 38101120—76 ТУ 3810177—75 ТУ 38101216—77 ТУ 602897—78 ГОСТ 18375—73 ТУ 602897—78 Пластичные смазочные материалы ЦИАТИМ 221 ГОСТ 9433—80 ВНИИ НП 223 ВНИИ НП 228 ГОСТ 12330—77 ВНИИ НП 257 ГОСТ 16105—70 ВНИИ НП 260 .ГОСТ 19832—74 ВНИИ НП 270 ТУ 3810164—76 ВНИИ НП 274ф ГОСТ 19337—73 ВНИИ НП 279 ГОСТ 14296—78 ВНИИ НП 286 ТУ 38101181—77 ОКБ 122-7 ГОСТ 18179—72 Твердые смазочные , материалы ВНИИ НП 209 ГОСТ 25287—82 ВНИИ НП 212 ВНИИ НП 230 ВНИИ НП 229 Примечание, о основное назначение смазочного материала; Н--применение допускается; — — применеыие не рекомендуется. трения покоя (до 0,05) после длительного неподвижного контакта и устойчивую работу в вакууме. Широко используют пластмассы: текстолит, полиамиды, фторопласты. Фторопласт- 4 в неабразивных средах имеет высокую износостойкость в широком температурном диапазоне (—260... +260 °С), полное отсутствие влагопоглоще-ния и высокую химическую стойкость. Для изготовления камневых цапф и подшипников, обладающих высокой износостойкостью и стабильностью коэффициента трения, применяют искусственные. (корунд, рубин, сапфир) и естественные минералы (агат, шпинель, алмаз). В опорах с кратковременным режимом работы, в узлах ручного управления рабочие поверхности подшипников часто выполняют в материале несущих элементов из конструкционных сталей или алюминиевых сплавов. Контрпарой для большинства подшипниковых материалов служат стали и специальные сплавы, позволяющие получать в процессе их механической и термической обработки необходимую поверхностную твердость (HRC 60...63) и шероховатость поверхности Ra0,02, обладающие высокой износостойкостью и циклической вязкостью, хорошими антифрикционными свойствами, достаточной коррозионной стойкостью. Для цапф малых размеров (0 0,5...3 м) чаще всего используется сталь У10А; в ответственных случаях — 25X1ЗН2. При повышенных требованиях к коррозионной стойкости используют стали 12Х18Н9Т, 17Х18Н9 и сплавы 40ХНЮ-ВИ, 40КХНМ, 40КХНМВТЮ. В общих случаях, кроме перечисленных выше, применяют стали 20, 30, 40, 50, 65Г, хромистые 40Х, ШХ15 и др. Валики с большим отношением длины к диаметру при повышенных требованиях к твердости, износостойкости, усталостной прочности и минимальной деформации в ходе термообработки изготовляют из азотируемых 38Х2МЮА, 38Х2ЮА или цементируемых 20Х, 20ХР сталей. В условиях высокой влажности и температуры применяют высоколегированные стали 20X13 или 40X13, 95X18. Графитизированные стали ЭИ293, ЭИ336, ЭИ366, могут быть использованы как для валиков, так и для подшипников. Для вставных цапф и подпятников используют стандартные детали: наконечники по ОСТ 25-1126—85, шарики, керны по ГОСТ 8913—76. Перечень смазочных материалов и их применение приведены в табл. 4.3. Несущая способность опор скольжения Силовую работоспособность опоры как конструктивного узла определяют объемная прочность деталей и несущая способность опорных поверхностей. Прочность деталей и их соединений устанавливают общими методами, сравнивая действующие максимальные напряжения (изгиб, срез, сжатие) в опасных сечениях с допустимыми. Нагрузку, при которой в течение установленного времени эксплуатационные параметры опорных поверхностей еще сохраняются в заданных пределах, называют грузоподъемностью Р. Действующая на опору сосредоточенная нагрузка, задаваемая радиальной Fr и осевой Fa составляющими, создает распределенное по поверхности трения 5 давление р, Па. Закон распределения р = р (S) зависит от формы опорных поверхностей цапфы и подшипника, их размеров, взаимного расположения и упругих характеристик материалов. Так как для каждого типа опоры можно установить аналитические или эмпирические зависимости между наибольшим ртах или средним /?ср давлением и нагрузкой F в виде F = F (р), удельной несущей способностью может быть некоторое предельно допустимое давление [р]. При этом грузоподъемность определяют из уравнения Р = = F ([р]). Безусловным пределом [р] является предел пропорциональности апц (или предел текучести ох) менее прочного материала либо допустимое контактное давление [ок] (при точечном или линейном исходном контакте поверхностей трения). Эксплуатационные требования налагают дополнительные ограничения, снижая иногда верхний предел [р] в десятки раз. Ниже приведены основные критерии выбора допустимого давления и соответствующие им условия работоспособности подшипников скольжения приборов. Критерий антифрикционной стойкости материала. Несущая способность опоры оценивается по экспериментальным значениям допустимого среднего давления [/?ср] материалов в парах трения и соответствующим предельным скоростям относительного скольжения (табл. 4.4) [10, И, 25, 39, 61, 65, 74]. Условия работоспособности Материал подшипника 1Рср]« [u]f М/с Подшипники сухого трения Графит 2П-100Q Углеграфит: Графитопласт АГФ Антегмит АТМ-1 Графитопласт АМС-1 Подшипники с сухим или граничным трением Железографит ЖГрЗМ15-20п ЖГрЗЦс4-20п Бронзографиты БрО (8—10) Гр (2—4) Фторопласт-4 при
<<< Предыдущая страница  1  2  3    Следующая страница >>>


1 A B C D E F G H I J K L M N O P Q R S T U V W X Y Z 
А Б В Г Д Е Ж З И К Л М Н О П Р С Т У Ф Х Ц Ч Ш Щ Э Ю Я