碟簧夹紧油缸

弹簧设计和计算

弹簧设计和计算 一.弹簧按工作特点分为三组 二.I组：受动负荷（即受力忽伸忽缩，次数很多）的弹簧,而且当弹簧损坏后将引起整个机构发生 故障.例如：发动机的阀门弹簧、摩擦离合器弹簧、电磁制动器弹簧等。 三.U组：受静负荷或负荷均匀增加的弹簧，例如安全阀和减压阀的弹簧，制动器和传动装置的弹 簧等。 四.川组：不重要的弹簧，例如止回阀弹簧手动装置的弹簧，门弹簧和沙发弹簧等。 五.按照制造精度分为三级 六.1级精度：受力变形量偏差为土5%勺弹簧，例如调速器和仪器等需要准确调整的弹簧。 七.2级精度：受力变形量偏差为土10%勺弹簧，例如安全阀、减压阀和止回阀弹簧，内燃机进气 阀和排气阀的弹簧。 八.3级精度：受力变形量偏差为土15%勺弹簧，不要求准确调整负荷的弹簧，象起重钩和缓冲弹 簧、刹车或联轴器压紧弹簧等。 九■名词和公式 1。螺旋角：也叫“升角”，计算公式是： 螺旋角的正切tg-盘；式中：t---弹簧的节距;D2---中径 般压缩弹簧的螺旋角a =6~9°左右； 2。金属丝的展开长L=^± ~二。2n+钩环或腿的展开长; COSG 式中：n1=弹簧的总圈数；n=弹簧的工作圈数。 3。弹簧指数：是弹簧中径D2与金属丝直径d的比，又叫“旋绕比”，用C来代表，即: C =2 ; d 在实用上C>4，太小了钢丝变形很厉害，尤其受动负荷的弹簧，钢丝弯曲太厉害时使用寿命就短。但C也不能太大，最大被限制于C<25。C太大，弹簧本身重量在巨大的直径上不断地颤动而发生摇摆，同时缠绕以后容易松开，直径难于掌握。一般C=4~9 弹簧指数C可按下表选取。 表弹簧指数C选择

4?用弹簧应力计算公式的时候，还要考虑金属丝弯曲的程度对应力的影响，而加以修正。这影响强度计算的弯曲程度，叫“曲度系数”，分别用下式表示： 压、拉弹簧曲度系数k二归1 0615; 4C 一4 C 扭转弹簧曲度系数k^^^1; 4C — 4 为了便于计算，根据上面两个公式算出K和K1值，列成表2： 曲度系数K和K1表 5.计算扭转弹簧刚度时，主要是受弯曲应力。因此，使用的是弹性模数E。 钢的E=2.1"04（公斤力/毫米2）；铜的E=0.95"04（公斤力/毫米2） 6 ?计算压缩、拉伸弹簧时，主要是受剪切应力。因此使用的是剪切弹性模数G 钢的剪切弹性模数3 8000 （公斤力/毫米2）; 青铜的剪切弹性模数S4000 （公斤力/毫米2）。7?工作圈数和支承圈 工作圈的作用是使弹簧沿轴线伸缩，是实际参加工作的圈数，又叫“有效圈数”，用n来表示。 支承圈的功用，是用来保证压缩压缩弹簧在工作时轴线垂直于支承端面，但并不参加弹簧工作。因此，压缩弹簧的两端至少各要3/4圈拼紧，并磨平作为支承面。磨薄后的钢丝厚度约为1/4d，尾部和工作圈贴紧。 重要的压缩弹簧，两端的结束点要在相反的两边，以使受力均匀。所以一般压缩弹簧的总圈 数多带有半圈的，如623圈、10 12圈等。 压缩弹簧的工作圈是从按计算的螺旋角卷制时算起，而拉伸弹簧是从钩的弯曲处开始计算。压缩弹簧必须有支承圈，扭簧和拉伸簧由于两端有腿或钩环，所以没有支承圈。选择压缩弹簧工作圈的要点是：必须考虑到安装地位的限制和稳定性，圈数不要太多，同时也要考虑到受力均匀和能耐冲击疲劳，因此圈数也不能太少。在一般情况下，压缩弹簧工作圈数选择是： 在不重要的静负荷作用下，n >2.5圈，经常受负荷或要求受力均匀时n》4圈，而安全阀弹簧对受力均匀的要求很严格，所以n》6圈。至于受动负荷如排气阀弹簧，也要求n》6 圈。 n》7圈的弹簧，两头的支承圈数要适当加多，但每边不超过 1 14圈。因此，总圈数为：n1 =n 1.5~ 2.5。 8 ?刚度与弹簧指数、圈数的关系

圆柱弹簧的设计计算.

圆柱弹簧的设计计算 (一)几何参数计算 普通圆柱螺旋弹簧的主要几何尺寸有：外径D、中径D2、内径D1、节距p、螺旋升角α及弹簧丝直径d。由下图圆柱螺旋弹簧的几何尺寸参数图可知，它们的关系为： 式中弹簧的螺旋升角α，对圆柱螺旋压缩弹簧一般应在5°～9°范围内选取。弹簧的旋向可以是右旋或左旋，但无特殊要求时，一般都用右旋。 圆柱螺旋弹簧的几何尺寸参数 普通圆柱螺旋压缩及拉伸弹簧的结构尺寸计算公式见表(普通圆柱螺旋压缩及拉伸弹簧的结构尺寸（mm）计算公式)。 普通圆柱螺旋压缩及拉伸弹簧的结构尺寸（mm）计算公式

(二)特性曲线

弹簧应具有经久不变的弹 性，且不允许产生永久变形。因 此在设计弹簧时，务必使其工作 应力在弹性极限范围内。在这个 范围内工作的压缩弹簧，当承 受轴向载荷P时，弹簧将产生 相应的弹性变形，如右图a所 示。为了表示弹簧的载荷与变形 的关系，取纵坐标表示弹簧承受 的载荷，横坐标表示弹簧的变 形，通常载荷和变形成直线关系 (右图b)。这种表示载荷与变 形的关系的曲线称为弹簧的特 性曲线。对拉伸弹簧，如图<圆 柱螺旋拉伸弹簧的特性曲线> 所示，图b为无预应力的拉伸 弹簧的特性曲线；图c为有预 应力的拉伸弹簧的特性曲线。 右图a中的H0是压缩弹簧 在没有承受外力时的自由长度。 弹簧在安装时，通常预加一个压 力 Fmin，使它可靠地稳定在安 装位置上。Fmin称为弹簧的最 小载荷(安装载荷)。在它的作 用下，弹簧的长度被压缩到H1 其压缩变形量为λmin。Fmax 为弹簧承受的最大工作载荷。在 Fmax作用下，弹簧长度减到 H2，其压缩变形量增到λmax。 圆柱螺旋压缩弹簧的特性曲线λmax与λmin的差即为弹簧的 工作行程h,h=λmax-λmin。 Flim为弹簧的极限载荷。在该 力的作用下，弹簧丝内的应力达 到了材料的弹性极限。与Flim 对应的弹簧长度为H3，压缩变 形量为λlim。

碟簧计算软件使用方法

BELLEVILLE 碟型弹簧计算程序 Mubea Automotive Components (Taicang) Co., Ltd 注意: 慕贝尔公司保留Bellevilledesign.xls计算程序包括复制在内的所有权利。 尽管对该程序进行了细致地调试，我们仍不能保证在计算过程中 会出现错误。 安装 Bellevilledesign.xls 硬件要求应用Bellevilledesign.xls计算程序，您的计算机需要满足以下硬件配置要求： ? IBM TM兼容计算机 ? 光驱 ? 硬盘拥有1 MB 空间 软件要求Bellevilledesign.xls计算程序基于Microsoft Excel Windows TM设计 开发而成，您的计算机需要安装以下软件 ? Microsoft Windows ? Microsoft Excel 安装将Bellevilledesign.xls拷贝到计算机硬盘，采用与其它Excel程序相同的打开方式将其打开。为防止文件被不经意地更改，您可以 使用Excel程序工具栏里的“表单保护”功能 如希望获得其它信息和帮助，请按右面地址与我们联系：慕贝尔汽车部件（太仓）有限公司 江苏省太仓市上海东路105号 A12 厂房电话: 0086 512 53950900-7913 传真: 0086 512 53950901 E-Mail: en.liu@https://www.360docs.net/doc/0612417527.html,

程序描述 启动程序Bellevilledesign.xls计算程序存储在Excel 工作表单里。打开文 选择语言 选择国际单 或英制单位 程序被格式化以便能打印出来作为存档所用的数据表单。 数据输入单元工作表包括必要的数据输入和计算单元。黄色区域为输入单元格，其它区域被锁定以防止不经意的覆盖。 语言用户可以在language区域选择以下三种语言: 1 德语 2 英语 3 法语 在语言选项区输入所选语言代码，回车后整个工作表单将以所 选语言显示。 单位程序允许选择国际单位制和英制单位。 零件号 /图纸号和客户名称为满足图纸存档的需要，您可在part/drawing no. and customer 区域输入零件号/图纸号和客户名称。如果您选用Mubea标准系列产品，程序会自动输入Mubea产品系列号。

弹簧设计计算

弹簧设计计算 弹簧在材料选定后，设计时需要计算出弹簧刚度F、中径D、钢丝直径d、有效圈数ｎ、变形量f。 以下面弹簧设计为例； 1.计算弹簧受力： 假设弹簧端克服１个标准大气压,即推动钢球,则弹簧受力为： F=PA＝1×１0错误!N/mm错误!×πd1错误!/4 其中d1——钢球通道直径 弹簧还须克服钢球下降重力: Ｇ=mρV=ｍ×4ρπR错误!/３ 其中R——钢球半径 弹簧受合力： F合=F+G 考虑制造加工因素,增加1.２倍系数 F′=1.2F合 2.选材料:（一般选用碳素弹簧钢丝６５Mn或琴钢丝) 以6５Mｎ为例,钢丝直径d=１．4mm 3.查表计算许用应力： 查弹簧手册８-10表中Ⅰ类载荷的弹簧考虑(根据阀弹簧受力情况而言) 材料的抗拉强度σb与钢丝直径d有关 查表2-３０(选用D组): σｂ=2150~24５０Ｍｐａ 安全系数Ｋ＝1．１～1.3, 可取Ｋ=1.２, 则σb＝１791.7~２0４１.7

Mpa 因此σb=１７9１.７Ｍｐa(下限值） 查表2-10３,取切变模量Ｇ=78.８×10错误!Ｍpａ 查表8-１0,取许用切应力τs=＝0．5σb＝0.3×1791.7＝53７.51Mｐａ4．选择弹簧旋绕比C: 根据表８-4初步选取C=10 ５.计算钢丝直径：d≥1．6√KFC/[τ] 其中Ｋ——曲度系数,取K＝1.1~1．3 F——弹簧受力 6．计算弹簧中径： Ｄ=Cｄ 7.计算弹簧有效圈数: n＝Ｇd错误!ｆ／8FD错误!则总圈数n总=n＋n1(查表8-6) 8.计算试验载荷: Fs=πd错误!τs／８D ９.自由高度: Ｈ0=nt+1.５ｄ 其中：ｔ——初步估计节距t=ｄ＋f/n+δ1(δ1=0.１d) 查表8-7系列值Ｈ0取整数 １０.节距计算: t=（H0-1.5ｄ)/n １1.弹簧螺旋角:（此值一般符合=5°～9°)

弹簧设计计算过程

弹簧设计计算 已知条件： 弹簧自由长度H0=796.8mm 弹簧安装长度L1=411mm 弹簧工作长度L2=227mm 弹簧中径D=22.3mm 弹簧直径d=3.2mm 弹簧螺距P=12mm 弹簧有效圈数n=66 弹簧实际圈数n1=68 计算步骤： （1）初步考虑采用油淬火-回火硅锰弹簧钢丝60Si2MnA C 类，抗拉强度1716-1863MPa ，切变模量G=79GPa ，弹性模量E=206GPa 。 取b σ=1716MPa 。 （2）压缩弹簧许用切应力 p τ=(0.4~0.47) b σ=(0.4~0.47)*1716MPa=686.4~806.52MPa 取p τ=686.4MPa 。 （3）由于弹簧刚度尚未可知，但是弹簧的中径、直径、有效圈数都已知。 2 .33.22==d D C =6.9688（计算值在5~8之间） 6.9688 615.046.9688416.96884615.04414+-?-?=+--=C C C K =1.2139 弹簧的最大工作压缩量Fn=795-227=568mm 由公式348D P F Gd n n n =可得最大工作载荷34343.226685682.3798????==nD F Gd P n n = 803.5758N 弹簧刚度663.2282.379834 34' ???==n D Gd P =1.4147N/mm 节距t= 66 2.35.1795)2~1(0?-=-n d H =11.9727≈12 计算出来的自由高度H0=nt+1.5d=66*12+1.5* 3.2=796.8mm 压并高度Hb=(n+1.5)d=(66+1.5)*3.2=216mm

碟簧计算方法

De Di l 0De Di t t 's 不带支撑面的碟簧带支撑面的碟簧 叠合组合蝶簧组： n 片碟簧叠合后自由状态下的高度： 不带支撑面的蝶簧 带支撑面的蝶簧 n 片碟簧叠合后变形量与载荷的关系： 变形量 载荷 对合组合蝶簧组： i 片碟簧对合后自由状态下的高度： i 片碟簧对合后变形量与载荷的关系： 变形量： 载荷 二．例 主轴拉爪有三个位置，分别是拉刀位置（中间位置）、松刀位置（最靠主轴端部）和无刀位置（最靠主轴内部），HMS200主轴刀柄形式为BT50，设计拉刀力为25000N ，拉刀位置与松刀位置间的最小距离（即打刀距离）为。根据可用安装空间、拉刀力等因素选择碟形弹簧型号180079，两两叠合再对合的组合形式。 两片180079碟簧叠合自由状态下 变形量时，回复力 为不致打刀力过大（小于30000N ），采用50对两两叠合的碟簧对合，自由状态下 = 变形量时，回复力 所以要想得到25000N 的拉刀力，一片弹簧的回复力应为F=12500，对应的变形量为s= 总变形量为，变形后碟簧组的总高度为。 最小打刀距离为，设计打刀距离为6，松刀位置碟簧组总变形量为+6=，每片碟簧变形量为50=，每片碟簧回复力为14576N ，理论所需打刀力；无刀状态碟簧组总变形量为=，每片碟簧变形量为50=，每片碟簧回复力为8847N ，所以弹簧安装时需预压，预压力为88472=17694N ，预压后碟簧高度为。 一串碟簧之间最好放一个自制垫片，这个自制垫片的作用一个是凑距离，可以节省碟簧的个数；另一个就是可以让它和拉刀杆小间隙配合把大串碟簧隔开，减小大串碟簧的离心力；还有就是这个自制垫片外径可以做大一点，在主轴内起导向作用，避免碟簧和主轴的摩擦。 也可以用MUBEA 提供的专门计算程序进行计算，非常方便。

弹簧设计计算过程

弹簧设计计算过程 Document serial number【UU89WT-UU98YT-UU8CB-UUUT-UUT108】

弹簧设计计算 已知条件： 弹簧自由长度H0= 弹簧安装长度L1=411mm 弹簧工作长度L2=227mm 弹簧中径D= 弹簧直径d= 弹簧螺距P=12mm 弹簧有效圈数n=66 弹簧实际圈数n1=68 计算步骤： （1）初步考虑采用油淬火-回火硅锰弹簧钢丝60Si2MnA C 类，抗拉强度1716-1863MPa ，切变模量G=79GPa ，弹性模量E=206GPa 。 取b σ=1716MPa 。 （2）压缩弹簧许用切应力 p τ=~ b σ=~*1716MPa=~ 取p τ=。 （3）由于弹簧刚度尚未可知，但是弹簧的中径、直径、有效圈数都已知。

2 .33.22==d D C =（计算值在5~8之间） 6.9688 615.046.9688416.96884615.04414+-?-?=+--=C C C K = 弹簧的最大工作压缩量Fn=795-227=568mm 由公式348D P F Gd n n n =可得最大工作载荷34343.226685682.3798????==nD F Gd P n n = 弹簧刚度663.2282.379834 34' ???==n D Gd P =mm 节距t=66 2.35.1795)2~1(0?-=-n d H =≈12 计算出来的自由高度H0=nt+=66*12+*= 压并高度Hb=(n+d=(66+*=216mm 弹簧最小工作载荷时的压缩量F1=795-411=384mm 则最小工作载荷3 431413.226683842.3798????==nD F Gd P = 螺旋角α=arctan(t/πD)=arctan(12/*)= 弧度= ° 弹簧展开长度L=1696 .0cos 683.22cos 1??=παπDn = ≈4833mm 弹簧压并高度H b ≤n 1*d max =68*（+）=，取值216mm 弹簧压并时的变形量为= 弹簧压并时的载荷为Fa=*= （4）螺旋弹簧的稳定性、强度和共振的验算 高径比b=H0/D==> n B c P H P C P >=0' 不稳定系数C B = ==0'H P C P B c **=

碟簧计算方法

一．碟簧基本理论 De Di l 0De Di t t 's 不带支撑面的碟簧带支撑面的碟簧 叠合组合蝶簧组： n 片碟簧叠合后自由状态下的高度： 不带支撑面的蝶簧 带支撑面的蝶簧 n 片碟簧叠合后变形量与载荷的关系： 变形量 载荷 对合组合蝶簧组： i 片碟簧对合后自由状态下的高度： i 片碟簧对合后变形量与载荷的关系： 变形量： 载荷 二．例 主轴拉爪有三个位置，分别是拉刀位置（中间位置）、松刀位置（最靠主轴端部）和无刀位置（最靠主轴内部），HMS200主轴刀柄形式为BT50，设计拉刀力为25000N ，拉刀位置与松刀位置间的最小距离（即打刀距离）为5.6mm 。根据可用安装空间、拉刀力等因素选择碟形弹簧型号180079，两两叠合再对合的组合形式。 两片180079碟簧叠合自由状态下 变形量时，回复力 为不致打刀力过大（小于30000N ），采用50对两两叠合的碟簧对合，自由状态下 =477.5 变形量时，回复力 所以要想得到25000N 的拉刀力，一片弹簧的回复力应为F=12500，对应的变形量为s=0.633 总变形量为，变形后碟簧组的总高度为477.5-31.65=445.85。 最小打刀距离为5.6，设计打刀距离为6，松刀位置碟簧组总变形量为31.65+6=37.65，每片碟簧变形量为37.65/50=0.753，每片碟簧回复力为14576N ，理论所需打刀力 ；无刀状态碟簧组总变

形量为31.65-10=21.65，每片碟簧变形量为21.65/50=0.433，每片碟簧回复力为8847N，所以弹簧安装时需预压21.65，预压力为88472=17694N，预压后碟簧高度为477.5-21.65=455.85。 一串碟簧之间最好放一个自制垫片，这个自制垫片的作用一个是凑距离，可以节省碟簧的个数；另一个就是可以让它和拉刀杆小间隙配合把大串碟簧隔开，减小大串碟簧的离心力；还有就是这个自制垫片外径可以做大一点，在主轴内起导向作用，避免碟簧和主轴的摩擦。 也可以用MUBEA提供的专门计算程序进行计算，非常方便。

圆柱螺旋压缩(拉伸)弹簧的设计计算

圆柱螺旋压缩（拉伸）弹簧的设计计算 (一)几何参数计算普通圆柱螺旋弹簧的主要几何尺寸有：外径D、中径D2、内径D1、节距p、螺旋升角α及弹簧丝直径d。由下图圆柱螺旋弹簧的几何尺寸参数图可知，它们的关系为： 式中弹簧的螺旋升角α，对圆柱螺旋压缩弹簧一般应在5°～9°范围内选取。弹簧的旋向可以是右旋或左旋，但无特殊要求时，一般都用右旋。 圆柱螺旋弹簧的几何尺寸参数 普通圆柱螺旋压缩及拉伸弹簧的结构尺寸计算公式见表([color=#0000ff 普通圆柱螺旋压缩及拉伸弹簧的结构尺寸（mm）计算公式)。 普通圆柱螺旋压缩及拉伸弹簧的结构尺寸（mm）计算公式

参数名称及代号 计算公式 备注压缩弹簧拉伸弹簧 中径D2D2=Cd 按普通圆柱螺旋弹簧尺寸系列表取标准值 内径D1D1=D2-d 外径D D=D2+d 旋绕比C C=D2/d 压缩弹簧长细比 b b=H0/D2 b在1～5.3的范 围内选取 自由高度或长度 H0H0≈pn+(1.5～2)d （两端并紧，磨平） H0≈pn+(3～3.5)d （两端并紧，不磨 H0=nd+钩环轴向长 度

平） 工作高度或长度 H1,H2,…,H n H n=H0-λn H n=H0+λnλn--工作变形量有效圈数n根据要求变形量按式（16-11）计算n≥2 总圈数n1n1=n+(2～2.5)（冷 卷） n1=n+(1.5～2) （YII型热卷） n1=n 拉伸弹簧n1尾数 为1/4,1/2,3/4整 圈。推荐用1/2圈 节距p p=(0.28～0.5)D2p=d 轴向间距δδ=p-d 展开长度L L=πD2n1/cosα L≈πD2n+钩环展 开长度 螺旋角αα=arct g(p/πD2) 对压缩螺旋弹簧，推荐α=5°～ 9°

板簧计算

汽车平衡悬架钢板弹簧设 计 东风德纳车桥有限公司 2005年9月15日

一、 钢板弹簧作用和特点 a. 结构简单，制造、维修方便； b. 弹性元件作用； c. 导向作用； d. 传递侧向、纵向力和力矩的作用； e. 多片弹簧片间摩擦还起系统阻尼作用； f. 在车架或车身上两点支承，受力合理； g. 可实现变刚度特性； h. 相比螺旋弹簧和扭杆弹簧而言，单位质量的储能量较小，在同样的使用条件下，钢板弹簧要重一些。 二、 钢板弹簧的种类、材料热处理及弹簧表面强化 1. 目前，汽车上使用的钢板弹簧常见的有以下几种： 1) 普通多片钢板弹簧； 2) 少片变截面钢板弹簧； 3) 两级变刚度复式钢板弹簧； 4) 渐变刚度钢板弹簧 2. 钢板弹簧材料的一般要求 钢板弹簧与其它弹性元件一样，弹簧使用寿命与材料及制造工艺有很大关系，因此选用弹簧材料时应考虑以下几个方面因素 1) 弹性极限 弹簧在弹性极限范围内变形时，希望弹簧储存的弹性变形能要大，而弹簧在单位中单位体积内储存的弹性变形能是与材料的弹性极限平方成正比，而与弹性模量与反比，因此从提高材料贮存的弹性变形能角度看，希望提高材料的弹性极限。一般说材料抗拉强度高，弹性极限也高。弹性极限与材料的化学成分和金相组织有较大关系，在弹簧钢中如果提高碳、硅、锰元素含量，可以提高材料弹性极限。弹簧采用中温回火处理，能够得到具有较高弹性极限的回火屈氏体组织。 2) 弹性模量 弹性模量有两种，即拉伸弹性模量E 和剪切弹性模量G 。材料弹性模量愈小，材料变形和贮存的弹性变形能愈大。从这个角度看，国外采用了弹性模量较低的增强树脂材料弹簧（FRP 弹簧）。 3) 疲劳强度 由于弹簧多在交变载荷下工作，所以要求材料应有较高的疲劳极限，疲劳强度与材料抗拉强度b 和屈服强度s σ成正比，因此为了提高弹簧的疲劳强度，应设法提高材料的抗拉强度b σ和屈服强度与抗拉强度之比（b s σσ）。 4) 淬透性 对于断面较厚的或变截面钢板弹簧，希望用淬透性较好的材料。材料如不能淬透，淬火组织中将含有较多的非马氏体组织，使淬火后硬度降低。虽然可以通过降低回火温度来达到所需要的硬度，但其机械性能较差。为保证材料在整个截面内具有相同的机械性能，要求淬火时不仅表面而且心部也能淬透，且淬火后表面硬度和心部硬度相差不能太大。 综上所述，汽车钢板弹簧材料应具有较高的抗拉强度、屈服极限、疲劳强度及一定冲击韧性。此外要求材料具有良好的淬透性，热处理不易脱碳等性能。 3. 钢板弹簧材料 目前国内使用最多的弹簧钢板材料是钢Mn Si -，如Mn Si 260和MnA Si 260该钢种

碟簧计算方法

叠合组合蝶簧组： n 片碟簧叠合后自由状态下的高度: n 片碟簧叠合后变形量与载荷的关系: 变形量I s 血二耳 对合组合蝶簧组: i 片碟簧对合后自由状态下的高度: i 片碟簧对合后变形量与载荷的关系: 二.例 主轴拉爪有三个位置，分别是拉刀位置（中间位置） 内部），HMS200主轴刀柄形式为 BT50,设计拉刀力为 25000N ,拉刀位置与松刀位置间的最小距离（即打 刀距离）为5.6mm 。根据可用安装空间、 拉刀力等因素选择碟形弹簧型号 180079，两两叠合再对合的组合 形式。 变形量良列寸，回复力 为不致打刀力过大（小于 30000N ）,采用50对两两叠合的碟簧对合，自由状态下 * = 50s 所以要想得到25000N 的拉刀力，一片弹簧的回复力应为 F=12500,对应的变形量为 s=0.633 最小打刀距离为 5.6,设计打刀距离为 6,松刀位置碟簧组总变形量为 31.65+6=37.65，每片碟簧变形量为 37.65/50=0.753，每片碟簧回复力为 14576N ,理论所需打刀力P 兀14576 = 29仍画；无刀状态碟簧组总变 形量为31.65-10=21.65，每片碟簧变形量为 21.65/50=0.433，每片碟簧回复力为 8847N ，所以弹簧安装时需 预压21.65，预压力为 8847匚2=17694N ，预压后碟簧高度为 477.5-21.65=455.85。 串碟簧之间最好放一个自制垫片，这个自制垫片的作用一个是凑距离，可以节省碟簧的个数；另一个就 是可以让它和拉刀杆小间隙配合把大串碟簧隔开，减小大串碟簧的离心力；还有就是这个自制垫片外径可 以做大一点，在主轴内起导向作用，避免碟簧和主轴的摩擦。 碟 簧 基 De 不带支撑面的碟簧 Di De 带支撑面的碟簧 s 不带支撑面的蝶簧 卜=I 。+ 5 - 1） ? t 带支撑面的蝶簧= + f 载荷 ___________ 变形量: tot 载荷區可 、松刀位置（最靠主轴端部）和无刀位置（最靠主轴 两片180079碟簧叠合自由状态下 卜”叫+ 2 5.3 + 3.75 = 955 一、=50 x 9.55 =477.5 总变形量为 , = 50 x s = 50 x 0,633 = 3 L65 ，变形后碟簧组的总高度为 477.5-31.65=445.85。

碟簧计算方法

一 ． 碟簧基本理论 De Di l 0 De Di t t 's 不带支撑面的碟簧带支撑面的碟簧 叠合组合蝶簧组： n 片碟簧叠合后自由状态下的高度： 不带支撑面的蝶簧 带支撑面的蝶簧 n 片碟簧叠合后变形量与载荷的关系： 变形量 载荷 对合组合蝶簧组： i 片碟簧对合后自由状态下的高度： i 片碟簧对合后变形量与载荷的关系： 变形量： 载荷 二．例 主轴拉爪有三个位置，分别是拉刀位置（中间位置）、松刀位置（最靠主轴端部）和无刀位置（最靠主轴内部），HMS200主轴刀柄形式为BT50，设计拉刀力为25000N ，拉刀位置与松刀位置间的最小距离（即打刀距离）为5.6mm 。根据可用安装空间、拉刀力等因素选择碟形弹簧型号180079，两两叠合再对合的组合形式。 两片180079碟簧叠合自由状态下 变形量时，回复力 为不致打刀力过大（小于30000N ），采用50对两两叠合的碟簧对合，自由状态下 =477.5 变形量时，回复力 所以要想得到25000N 的拉刀力，一片弹簧的回复力应为F=12500，对应的变形量为s=0.633 总变形量为，变形后碟簧组的总高度为477.5-31.65=445.85。 最小打刀距离为5.6，设计打刀距离为6，松刀位置碟簧组总变形量为31.65+6=37.65，每片碟簧变形量为37.65/50=0.753，每片碟簧回复力为14576N ，理论所需打刀力；无刀状态碟簧组总变形量为31.65-10=21.65，每片碟簧变形量为21.65/50=0.433，每片碟簧回复力为8847N ，所以弹簧安装时需预压21.65，预压力为88472=17694N ，预压后碟簧高度为477.5-21.65=455.85。 一串碟簧之间最好放一个自制垫片，这个自制垫片的作用一个是凑距离，可以节省碟簧的个数；另一个就

行李箱扭簧设计计算方法

众泰控股集团有限公司企业标准 Q/CS 发布Q/CS 05.010-2013 行李箱扭簧设计计算方法 2013-02-28实施 2013-02-25发布

Q/CS 05.010-2013 前言 本标准由众泰汽车工程研究院车身部提出。 本标准由众泰汽车工程研究院车身部归口管理。 本标准由众泰汽车工程研究院车身部负责起草。 本标准主要起草人：綦法富。

行李箱扭簧设计计算方法 1 范围 本标准规定了行李箱扭簧的技术要求、试验方法和计算方法。 本标准适用于三厢车鹅颈式（弓形）铰链所配用的行李箱扭簧产品。 2 引用标准 下列文件中对于本文件的应用是必不可少的。凡是注日期的引用文件，仅注日期的版本适用于本文件。凡是不注日期的引用文件，其最新版本（包括所有的修改单）适用于本文件。 GB/T 230.1-2009金属材料洛氏硬度试验第1部分：试验方法 GB/T 1222-2007 弹簧钢 GB/T 1805-2001 弹簧术语 GB/T 18983-2003 油淬火回火弹簧钢丝 Q/ZTB 06.002-2012 乘用车零部件防腐技术要求 Q/ZTB 07.025-2012 禁用和限用物质规范 3术语和定义 3.1 行李箱扭簧 作为平衡铰链的弹性元件之一，占有有效空间小，易于安装，是一种较好的结构型式。其工作原理是通过扭转产生弹性变形输出力矩。 3.2 鹅颈式（弓形）铰链 鹅颈式（弓形）铰链是使用弹性元件，可以在行李箱盖开启或关闭过程中平衡行李箱盖重力矩的铰链结构,因其形状类似于鹅颈而得名。该铰链形式结构简单、制造工艺容易、有足够强度、可靠耐久及成本较低等优点，目前在中低档三厢车型中广泛应用。 3.3 剪切弹性模量（G） 材料的力学性能指标之一，是材料在纯剪切应力状态下，应力低于比例极限时切应力与切应变的比值。它代表着材料抵抗切应变的能力，模量大，则表示材料的刚性强。目前几种常用的扭簧材料剪切弹性模量见表1所示。

波纹管碟簧组件计算书

H47295882XHT 波纹管碟簧组件计算书 H47295882XHT 波纹管总轴向载荷在工作压力0.63MPa 时为125.687KN,正常工作轴向伸长位移量为15mm. 在波纹管法兰四角各设计一组碟簧组件，单组碟簧组件载荷31000N 时的压缩变形量为15mm ，导杆最大直径为?25mm 。 按导杆尺寸条件，在GB/T1972-2005中选取A50-1 GB1972外径D=50mm 内径d=25.4mm 的碟簧组。（以下碟簧尺寸、参数名称代号及单位均按GB/T1972-2005表1中规定） 根据GB1972-2005图C.1弹簧特性曲线图采用每一叠合组3片碟簧22组方案，校核如下： 一、 选用碟簧组数量的校核： 查GB/T1972-2005附录A 表A.2, 单片A50碟簧的负荷F=12000N, 三叠合碟簧组的负荷根据附录C 式（C.23）F z =i*F=3*12000=36000N F z =36000N ＞F z1=31000N,故选用三叠合碟簧组符合要求， N n F F z 103333 3100011===

6628.025 .1559010333 25 .155902500 69.07.2991.0824000969.1688 .02 ) 1() 1(])1([1 141212 4 21302===??====--+-? = ??-=c c n c F F F d D c c l c c c c K K D K t h E F π μ 由图C.1，m m f h f 693.01.163.0,63.010 =?== 按总压缩变形量为15mm 的要求，由（C.24）式所需的叠合组数为645.21693 .01511===f f i z ，应为22组。 安装自由高度 mm t n H i H z 2.222]3)13(1.4[22])1([0=?-+?=-+= 二、疲劳次数的校核 根据GB/T1972-2005标准图C.8注中变负荷作用下的碟簧安装时必须有预变形量1f ，一般0115.0h f =～02.0h ，198.01.118.0;1.110=?==f h 75.02=f 。 m m f m m f h f h f t h F F F F F F N K D K t h E F C C C 693.0,165.063.0,15.0 C.137.0663.0,165.0N 25.15590,N 1033313.255114210 2 010 2122 42 13021==========??-=所以查得：从图由所以 μ

碟形弹簧设计系统说明书

CAD课程设计说明书设计题目：蝶形弹簧设计系统 学院：机械工程学院 班级：机122 学号：1210012051 姓名：周波 指导老师：张小萍

目录 一、课题名称和要求----------------------------------------------------------------------------2 二、系统结构框图-------------------------------------------------------------------------------2 三、计算部分程序流程图----------------------------------------------------------------------3 四、程序设计关键技术的阐述----------------------------------------------------------------4 五、设计举例-------------------------------------------------------------------------------------5 六、课程设计的体会和建议-------------------------------------------------------------------8 七、参考文献-------------------------------------------------------------------------------------8 1

一、课题名称和要求 1、设计题目：碟形弹簧设计系统 2、设计目的：通过“碟形弹簧设计系统”的开发，进一步掌握和理解一般CAD系统的开 发方法和流程。进一步熟悉工程数据的处理方法、自动绘图的实现方法以及软件的接口方法。 3、设计要求：完成“碟形弹簧设计系统”的开发，根据该设计系统能进行简单的碟形弹簧 自动设计。 4、设计内容：完成“碟形弹簧设计系统”设计计算部分的程序设计。 二、系统设计框图 2

弹簧设计和计算

弹簧设计和计算 公司标准化编码 [QQX96QT-XQQB89Q8-NQQJ6Q8-MQM9N]

一.弹簧按工作特点分为三组 二.Ⅰ组：受动负荷(即受力忽伸忽缩,次数很多)的弹簧,而且当弹簧损坏后将引起整个机构 发生故障.例如:发动机的阀门弹簧、摩擦离合器弹簧、电磁制动器弹簧等。 三.Ⅱ组：受静负荷或负荷均匀增加的弹簧，例如安全阀和减压阀的弹簧，制动器和传动装 置的弹簧等。 四.Ⅲ组：不重要的弹簧，例如止回阀弹簧手动装置的弹簧，门弹簧和沙发弹簧等。 五.按照制造精度分为三级 六.1级精度：受力变形量偏差为±5%的弹簧，例如调速器和仪器等需要准确调整的弹簧。 七.2级精度：受力变形量偏差为±10%的弹簧，例如安全阀、减压阀和止回阀弹簧，内燃机 进气阀和排气阀的弹簧。 八.3级精度：受力变形量偏差为±15%的弹簧，不要求准确调整负荷的弹簧，象起重钩和缓 冲弹簧、刹车或联轴器压紧弹簧等。 九.名词和公式 1。螺旋角：也叫“升角”，计算公式是: 螺旋角的正切2 D t tg πα= ; 式中:t---弹簧的节距; 2D ---中径。 一般压缩弹簧的螺旋角α=6~9°左右; 2。金属丝的展开长L= α πcos 1 2n D ≈n D 2π+钩环或腿的展开长； 式中：n 1=弹簧的总圈数； n=弹簧的工作圈数。 3。弹簧指数：是弹簧中径2D 与金属丝直径d 的比，又叫“旋绕比”，用C 来代表，即： d D C 2 = ； 在实用上C ≥4，太小了钢丝变形很厉害，尤其受动负荷的弹簧，钢丝弯曲太厉害时使用寿命就短。 但C 也不能太大，最大被限制于C ≤25。C 太大，弹簧本身重量在巨大的直径上不断地颤动而发生摇摆，同时缠绕以后容易松开，直径难于掌握。一般C=4~9。 弹簧指数C 可按下表选取。 这影响强度计算的弯曲程度，叫“曲度系数”，分别用下式表示： 压、拉弹簧曲度系数 C C C k 615 .04414+ --=； 扭转弹簧曲度系数 4 41 41--=C C k ； 为了便于计算，根据上面两个公式算出K 和K 1值，列成表2： 曲度系数K 和K 1表

弹簧设计和计算修订稿

弹簧设计和计算 WEIHUA system office room 【WEIHUA 16H-WEIHUA WEIHUA8Q8-

一. 弹簧按工作特点分为三组 二. Ⅰ组：受动负荷(即受力忽伸忽缩,次数很多)的弹簧,而且当弹簧损坏后将引起整个机构 发生故障.例如:发动机的阀门弹簧、摩擦离合器弹簧、电磁制动器弹簧等。 三. Ⅱ组：受静负荷或负荷均匀增加的弹簧，例如安全阀和减压阀的弹簧，制动器和传动装 置的弹簧等。 四. Ⅲ组：不重要的弹簧，例如止回阀弹簧手动装置的弹簧，门弹簧和沙发弹簧等。 五. 按照制造精度分为三级 六. 1级精度：受力变形量偏差为±5%的弹簧，例如调速器和仪器等需要准确调整的弹簧。 七. 2级精度：受力变形量偏差为±10%的弹簧，例如安全阀、减压阀和止回阀弹簧，内燃机 进气阀和排气阀的弹簧。 八. 3级精度：受力变形量偏差为±15%的弹簧，不要求准确调整负荷的弹簧，象起重钩和缓 冲弹簧、刹车或联轴器压紧弹簧等。 九. 名词和公式 1。螺旋角：也叫“升角”，计算公式是: 螺旋角的正切2 D t tg πα= ; 式中:t---弹簧的节距; 2D ---中径。 一般压缩弹簧的螺旋角α=6~9°左右; 2。金属丝的展开长L= α πcos 1 2n D ≈n D 2π+钩环或腿的展开长； 式中：n 1=弹簧的总圈数； n=弹簧的工作圈数。 3。弹簧指数：是弹簧中径2D 与金属丝直径d 的比，又叫“旋绕比”，用C 来代表，即： d D C 2 = ； 在实用上C ≥4，太小了钢丝变形很厉害，尤其受动负荷的弹簧，钢丝弯曲太厉害时使用寿命就短。 但C 也不能太大，最大被限制于C ≤25。C 太大，弹簧本身重量在巨大的直径上不断地颤动而发生摇摆，同时缠绕以后容易松开，直径难于掌握。一般C=4~9。 弹簧指数C 可按下表选取。 这影响强度计算的弯曲程度，叫“曲度系数”，分别用下式表示： 压、拉弹簧曲度系数 C C C k 615 .04414+ --=； 扭转弹簧曲度系数 4 41 41--=C C k ； 为了便于计算，根据上面两个公式算出K 和K 1值，列成表2： 曲度系数K 和K 1表

碟形弹簧优化设计

Ξ 碟形弹簧优化设计 张学义,谭德荣,韩加蓬 (山东工程学院汽车学院,山东淄博255012) 摘要:采用约束随机方向法寻求优化值,再用逐次线性插值法进行一维搜索求得最优值,以离合器摩擦片磨损后碟形弹簧工作压力变化最小为目标函数对其进行优化设计。 关键词:离合器;碟形弹簧;优化设计 中图分类号: T H135 文献标识码:A 文章编号:100724414 (2001) 01 - 0037 - 02 1 建立数学模型[ 1 , 2 ] 碟形弹簧如图1 所示。由于结构紧凑, 加压均 匀,操纵省力,而且当摩擦片磨损后,工作压力变化较 小,因此被广泛用于拖拉机离合器中。 时的工作点。在P b 载荷作用下,碟形弹簧的变形量 λb 应符合λs < λb < λp 。 离合器接合时的工作压力为: βM emax = μ f R c Z c P b 式中:β为离合器的储备系数,取β= 2 .5 ; M emax为发 动机的最大扭矩(N·m) ; u f 为摩擦表面间的摩擦系 数, u f = 0 . 25 ; R c 为摩擦片的平均摩擦半径( m) ; Z c 为摩擦片总的工作面数,单片Z c = 2 。 压力P 与碟形弹簧变形λ的关系式为: 图1 碟形弹簧简图 λ + h2 ( H - λ) ( H -) P = 2 111 设计变量与目标函数 在最优化设计中需要确定的碟形弹簧的独立参 数主要是:内截锥高度H;弹簧板厚度h 以及载荷- 变形特性如图2 所示。后者可保证在给定工作压力 P b 下的变形量λb 的要求。因此设计变量选作: 式中: E 为弹性模量,钢材E = 2. 06 ×105N/ mm2 ;μ为 泊松比,钢材μ= 0. 3 ; h 为弹簧板厚度( m m) ; H 为碟形 弹簧大端直径(mm) ; A 为无因次系数, A = 6/πl n m· 〔( m - 1) / m〕2 ,式中m 为碟形弹簧大小端直径比,本 设计中取m = 1. 51 。 当摩擦片磨损Δλ后, 工作点变为A , 这时应使其 压紧力P a 接近于新离合器的碟形弹簧压紧力P b 。 摩擦片总的最大允许磨损量为Δλ= Z c ·ΔS0 ,式中 ΔS0 为每一摩擦工作面的最大允许磨损量,ΔS0 值为 0 .5～1 .0 mm 以离合器摩擦片磨损后碟形弹簧的工作压力变 化即| P a - P b | 最小为优化设计目标,以保证离合器 储备系数β值的稳定。则目标函数表达式为: x2 x3 F( x) = | 9. 005 ×105 D2 A 图2 〔( x1 - x3) ( x1 - 0. 5 x3) + x2〕- P | 2 b X = H , h ,λb ]T = x1 , x2 , x3 ]T B 为新离合器处于接合时的工作点,当摩擦片磨 损以后,工作点变为A ,特性曲线的拐点为P ,最低载 荷点为C ,最高载荷点为S , D 点是离合器彻底分离 112 优化约束条件 (1) 碟形弹簧的强度条件 由碟形弹簧的应力- 变形公式知,碟形弹簧的应 力为: 收稿日期:2000202214 作者简介:张学义(1964 - ) ,男,副教授,1985 年毕业于山东工程学院汽车学院,1990 年华南农业大学农机化专业硕士毕业,现主要从事机械设计与专用电机电器方面的研究与开发工作。 ·37 ·Ξ 4 Ehλ (1 - μ2) D2 A

弹簧设计和计算

一. 弹簧按工作特点分为三组 二. Ⅰ组：受动负荷(即受力忽伸忽缩,次数很多)的弹簧,而且当弹簧损坏后将引起整个机构发 生故障.例如:发动机的阀门弹簧、摩擦离合器弹簧、电磁制动器弹簧等。 三. Ⅱ组：受静负荷或负荷均匀增加的弹簧，例如安全阀和减压阀的弹簧，制动器和传动装置 的弹簧等。 四. Ⅲ组：不重要的弹簧，例如止回阀弹簧手动装置的弹簧，门弹簧和沙发弹簧等。 五. 按照制造精度分为三级 六. 1级精度：受力变形量偏差为±5%的弹簧，例如调速器和仪器等需要准确调整的弹簧。 七. 2级精度：受力变形量偏差为±10%的弹簧，例如安全阀、减压阀和止回阀弹簧，内燃机 进气阀和排气阀的弹簧。 八. 3级精度：受力变形量偏差为±15%的弹簧，不要求准确调整负荷的弹簧，象起重钩和缓 冲弹簧、刹车或联轴器压紧弹簧等。 九. 名词和公式 1。螺旋角：也叫“升角”，计算公式是: 螺旋角的正切2 D t tg πα= ; 式中:t---弹簧的节距; 2D ---中径。 一般压缩弹簧的螺旋角α=6~9°左右; 2。金属丝的展开长L= α πcos 1 2n D ≈n D 2π+钩环或腿的展开长； 式中：n 1=弹簧的总圈数； n=弹簧的工作圈数。 3。弹簧指数：是弹簧中径2D 与金属丝直径d 的比，又叫“旋绕比”，用C 来代表，即：d D C 2 =； 在实用上C ≥4，太小了钢丝变形很厉害，尤其受动负荷的弹簧，钢丝弯曲太厉害时使用寿命就短。 但C 也不能太大，最大被限制于C ≤25。C 太大，弹簧本身重量在巨大的直径上不断地颤动而发生摇摆，同时缠绕以后容易松开，直径难于掌握。一般C=4~9。 弹簧指数C 可按下表选取。 影响强度计算的弯曲程度，叫“曲度系数”，分别用下式表示： 压、拉弹簧曲度系数 C C C k 615 .04414+ --=； 扭转弹簧曲度系数 4 41 41--=C C k ； 为了便于计算，根据上面两个公式算出K 和K 1值，列成表2： 曲度系数K 和K 1表