碟簧组合
一、组合碟簧变形量和载荷计算的公式
叠合组合碟簧组：
n片碟簧叠合后自由状态下的高度：
不带支撑面的碟簧L0=l0+(n?1)?t带支撑面的碟簧L0=l0+(n?1)?t′
n片碟簧叠合后变形量与载荷的关系：
变形量stot=s载荷Ftot=n?F
对合组合碟簧组：
i片碟簧对合后自由状态下的高度：L0=i?l0
i片碟簧对合后变形量与载荷的关系：
变形量：stot=i?s载荷Ftot=F
二、计算实例：
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L叠=l0+n?1?t‘=5.8+3.75=9.55
变形量s叠=s时，回复力F叠=2F
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
L对=i?L叠=50×9.55=477.5
变形量s对=i?s叠=50s时，回复力F对=F叠=2F
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s对=50×s=50×0.633=31.65，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
2×14576=29152N;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8847×2=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。
碟形弹簧是承受轴向载荷的锥表环状盘片，一般情况下，盘片厚度恒定不变，载荷均匀分布在上表面内边缘和下表面边缘。碟形弹簧通常用弹簧钢制成，可以随静态载荷，非交变载荷或动态荷载，能够满足严格的疲劳寿命和加载损失的要求。
碟形弹簧分为：1.通用精密碟形弹簧
2.耐高温碟形弹簧（高温碟簧具有超强补偿作用，补偿因热胀冷缩而导致的预紧力反复改变，使预紧力保持稳定不变，防止螺栓疲劳和垫片失效。介质压力变化导致预紧力改变高温碟簧可以补偿因介质压力变化而引起的预紧力改变，防止螺栓和垫片失效。机械振动导致预紧力改变高温碟簧能有效吸
收机械振动，避免因机械振动造成螺栓松动，确保密封持久可靠。）
3.不锈钢碟形弹簧
在机械行业中很大范围内取代圆柱弹簧，体现了新产品（主机）设计小型化多功能化的特点。如在载荷作用方向上，较小的变形能承受较大的载荷，轴向空间紧凑。与其他类型的弹簧比较，其单位体积的变形能较大，具有较好的缓冲吸震能力。特别是采用叠合组合使用方式，由于表面摩擦阻尼作用，吸收冲击和消散能量的作用更为显著。
适用场所：目前，在国防、冶金、工程、电力、机床、建筑等行业得到广泛应用。如：模具、支承吊架、离合器、制动器、桥梁缓冲（减震）装置、轴承预紧、安全过载装置、重型机械、机械起动器、控制装置、阀门、工业电炉、分度装置、夹紧装置等等。
碟形弹簧组合：
碟形弹簧可以以多种方式组合.对合组合或混合组合碟形弹簧组。下述内容用于无支持面的碟形弹簧，也可以用于有支持面碟形弹簧，但必须考虑到弹簧厚度由t到t‘造成的叠合组合弹簧高度减小或对合组合弹簧组中的叠合组合弹簧高度减小的影响。
弹簧组设计指南：
碟形弹簧组设计时，需要考虑下列因素：
**如果单片弹簧不能达到行程要求时，采用由单片弹簧组成的对合组合弹簧组。 **如果安装空间有限，而要达到较高的承载能力时，采用单片弹簧组成的叠合组合弹簧组。
**采用大直径弹簧可以相应降低其自由高度。
**通常情况下，叠合组合弹簧组内单片弹簧片数不应超过2个到4个，这是由于随着弹簧片数的增加其内部弹簧间的摩擦将会导致计算和实测的碟形弹簧特性曲线之间的偏差增大。
碟簧的组合方式及其变形量的图解
碟簧可以组合起来使用。是按照不同的序列排列进行组合，其使用方式有四种，分别是：
1、单一碟簧：一枚碟簧
2、对合组合：所有垫圈对向排列，一组单片碟形弹簧按照不同方向交替对合使用
3、叠合组合：所有垫圈并向排列，一组单片碟形弹簧按照相同方向叠合使用
4、复合组合：叠合组合和对合组合的组合。
组合使用的碟簧可得到额外的负荷灵活性。碟簧组的变形与单个弹簧相同，给定变形量时的载荷则是单个弹簧的N倍(N=碟形弹簧组内单片弹簧片数)。对合组合情况下，碟形弹簧组变形是弹簧组内单片弹簧变形量的总和，载荷则与单片弹簧相同。对于由单片碟形弹簧或弹簧组组成的组合碟形弹簧的变形和载荷计算。下面五幅图片是不同方式的碟簧组合的变形量的图解。
可以通过将由不同片数碟形弹簧组成的叠合组合弹簧或不同厚度的单片碟形弹簧组合成碟形弹簧组来获得递增的载荷特性曲线，在这种情况下，弹簧组达到压平位置或极限行程后，单片弹簧或组合弹簧将不再对弹簧组的变形产生影响。
图1、叠合组合碟簧
图2、对合组合碟簧
图3、复合组合碟簧
图4、不同厚度的对合组合碟簧
图5、不同叠合片数的复合组合碟簧
可以通过将由不同片数碟形弹簧组成的叠合组合弹簧或不同厚度的单片碟形弹簧组合成碟形弹簧组来获得递增的载荷特性曲线，在这种情况下，弹簧组达到压平位置或极限行程后，单片弹簧或组合弹簧将不再对弹簧组的变形产生影响
碟簧的组合方式、特性线和计算公式
发布日期：[13-03-19 21:55:19] 浏览人次：[838] 碟簧的组合方式、特性线和计算公式
组合方
式与特
性线
（h0/δ<0.5）单片
对合
i个相向同规格碟片组成
叠合
j个同方向同规格碟片组成
载荷与变形计算公式
组合方
式与特
性线
(h0/δ<0.5)
复合
i个叠合碟簧(j片)对合组
成
不同厚度组合
不同厚度的n组对合碟簧复
合组成
不同片数组合
i组不同片数叠合碟簧复合
组成
载荷与变形计算公式
说明F—单个碟片的载荷；Fz—组合碟簧的载荷；f—单个碟片的变形；fz—组合碟簧的变形；
H0—单个碟片的自由高度；Hz—组合碟簧的自由高度；j—一个又叠合弹簧组中的碟片数；
i—叠合弹簧组组数；δ—碟片厚度
注：载荷与变形计算公式未计入摩擦力。
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/73151985.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。
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。
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。
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
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
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
碟簧计算方法
一．碟簧基本理论 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L0=l0+(n?1)?t带支撑面的蝶簧L0=l0+(n?1)?t′ n片碟簧叠合后变形量与载荷的关系： 变形量s tot=s载荷F tot=n?F 对合组合蝶簧组： i片碟簧对合后自由状态下的高度：L0=i?l0 i片碟簧对合后变形量与载荷的关系： 变形量：s tot=i?s载荷F tot=F 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L 叠 =l0+(n?1)?t‘=5.8+3.75=9.55 变形量s 叠=s时，回复力F 叠 =2F 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 L 对=i?L 叠 =50×9.55= 变形量s 对=i?s 叠 =50s时，回复力F 对 =F 叠 =2F 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s 对 =50×s=50×0.633=31.65，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2×14576=29152N；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8847×2=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。