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1、第三章电主轴的设计计算3.1 电主轴材料的选择材料是影响电主轴各项性能的重要因素，电主轴工作时，主轴和轴承承受拉伸、压缩、剪切、弯曲、交变等复杂应力，而且应力值较大，这就要求主轴和轴承用材料经相应强化工艺处理后，具有高的硬度、高的耐磨性、高的接触疲劳强度、高的弹性极限、一定的冲击韧度和断裂韧性、良好的尺寸稳定性等使用性能。此外，在一些特殊条件下工作的电主轴，还应具有满足如耐高温、抗辐射、耐腐蚀、无磁性，良好的低温性能等，同时，所用材料还应具有良好的工艺性能和经济性。常用的主轴材料有碳钢与合金钢，一般情况下通常选用价格便宜的45号钢或60号钢。对于一般机床主轴常以45号钢为主，经调质到22025
2、0HBS,某些重要部位淬火至5055HRC.若主轴加工载荷较大，为提高其抗疲劳性能可选用40Cr或50Mn2。对于受冲击载荷较大的主轴，其轴颈处需要更高的硬度，因而可选用20Cr进行渗碳淬火处理使硬度至5662HRC.对于精密机床的主轴，在加工时要求其热膨胀变形不能太大，因此最好选择热处理后参与变应力小的材料,比如40Cr和45MnB等。总之合金钢具有良好的机械性能淬透性，但因其价格高以及对应力集中较为敏感的缺点，合金钢也只用于尺寸和性能要求较高的场合1,8,o主轴材料具体的选用与热处理方式表3.1所示。表3.1主轴材料的选用与热处理方式钢材热处理方式用途45调质2228HRC一般机床主轴、传
3、动轴40Cr淬硬4855HRC载荷较大，或表面要求较硬的主轴40Cr高频淬硬5562HRC滑动轴承的主轴轴颈20Cr渗碳淬硬5662HRC轴颈处需要高硬度或冲击性较大的主轴9Mn2v淬硬5962HRC高精度机床主轴，热处理变形较小38CrMoAlA氮化处理850-12(X)HV高精度机床主轴，保证热处理变形小50Mn2调质2835HRC载荷较大的重型机床主轴由于本主轴用于磨削与铳削工序以及经常用于大背吃刀量的工序加工，第一主轴转数高受到的冲击载荷较大，因而轴颈处需要较高的硬度，故选用20Cr进行渗碳淬火处理使硬度至5662HRC;第二主轴最高转速只有60rmin,不受任何的径向与轴向载荷，轴颈
4、处也无需较高的硬度，故选用40Cr经淬火使硬度至4855HRCo3.2 主轴直径的计算与校核3.2.1 主轴的计算根据电主轴的类型，其主轴可以分为两大类：第一类是普遍用于雕铳类的主轴，该类主轴是实心轴；第二类是普遍用于加工中心的主轴，该类主轴为空心轴，为了在加工时方便更换刀具，在该类主轴内部设计有松拉刀装置。评价主轴的性能主要从它的强度和刚度两个方面，为了让主轴的强度和刚度均满足工作条件,我们分别对主轴的强度和刚度进行校核计算。（1）主轴计算中常用根据扭转强度进行计算：PT9549000-=一38CrMOAlA、50Mn2材料名称4540Cr38CrMoAIA115-2520-3525-453
5、5-55149-126135-112126-10397-112(2)根据弯扭合成强度进行计算：该方法要在确定主轴的布置方式以及轴承的安装方式之后使用的，主要分二步：1、简化主轴部件，建立主轴的力学模型。根据理论力学，将主轴当做放置于较链支座上的横梁，电主轴加工零件时，轴端会受到一定的径向力和轴向力，从而会使主轴受到相应的弯矩与扭矩，为方便计算，我们将主轴受到的力分解成沿主轴轴向的分力和垂直于主轴的分力。2、根据主轴的力学模型做出相应的弯矩图和扭矩图。3、根据第三强度理论校核主轴的强度，从而得出合适的最小直径。该步主要针对一些危险截面校核主轴直径的，根据第三强度理论有：九=J+4()(3-3)式
6、中a为循环特性折合系数，因为主轴由弯矩产生的弯曲应力b一般为对称循环变应力，而由扭矩产生的扭转切应力汇不是对称循环变应力，为了调节校核公式引入了折合系数a。为了方便计算，当扭转切应力为静应力时，a0.3;当扭转切应力为循环变应力时，a0.6;若二者同时为对称循环变应力时，a0再由力学知识可知b=，汇=击，所以上式可以进一步写为：如血加(3-4)caVW2WWl-J式中：公为主轴的计算应力，MPa;轴所受的弯矩，Nmm;T主轴所受到的扭矩，Nmm；W主轴的抗弯截面系数，mm2对称循环变应力时轴的许用弯曲应力。3.2.2 主轴直径校核经过上一目我们得到了主轴的大体直径，为了确保主轴的安全我们通常还
7、要对主轴进行校核，主轴的校核方式有：1、按静强度条件进行校核；2、按疲劳强度条件进行精确校核；3、按弯曲刚度进行校核；4、按轴的扭转刚度进行校核。（1）按静强度条件进行校核对于车削和铳削类的大功率电主轴，为了防止主轴在瞬时载荷过大的情况下导致其塑性变形过大，无法恢复到以前的形状，我们有必要对主轴进行静强度校核。静强度校核的强度条件为：式中：SS危险截面静强度的计算安全系数;SS按屈服强度的设计安全系数；SS=I.21.4,用于高塑性材料的钢轴；S.,=1.41.8,用于中等塑性材料的钢轴；SS=I.82,用于低塑性材料的钢轴；Ss=23,用于铸造轴；S4只考虑弯矩和轴向力时的安全系数；Ss.只
8、考虑扭矩时的安全系数。5SS（MFImaxJInaX(3-6)IWSSr=亡叫式中：&材料的抗弯屈服极限，MPa；s材料的抗扭屈服极限，MPa,Q=（0.550.62）8;Mnnx、ax主轴危险截面上的最大弯矩和最大扭矩，NHTO.IIUlAIIMA,FmaX主轴危险截面上的最大轴向力，N；A主轴危险截面的面积,卬、唯主轴危险截面的抗弯和抗扭截面系数，mr（2）按疲劳强度进行精确校核使用该方法必须先要知道变应力的情况，主轴的尺寸、外形和载荷。用下式求出计算安全系数并与安全系数S比较。SCa =(3-7)仅有法向力时:(3-8)仅有扭转切应力时:(3-9)Si=sK3+Qnt有必要说明:当材料均
9、匀，计算强度精确时，S=L3L5;当材料不均匀，计算精度低时，S=1.51.8;当材料不均匀，计算精度低或者主轴直径大于20Omm时，S=L82.5。（3）按轴的弯曲刚度进行校核主轴在工作时不仅强度要满足要求，而且刚度也要满足一定的要求，过大的变形量会严重影响加工精度，所以对于精度较高的电主轴也有进行刚度校核的必要，刚度校核其一就是按弯曲刚度校核。主轴一般为阶梯轴，为了简化计算我们将阶梯轴简化成当量直径为4的光轴，于是有:(3-10)式中：4第i段的长度，mm；di第，段的直径，mm；1.整根轴的计算长度，mm;Z所计算的轴段数。由于主轴所受到的作用力都在轴端，所以主轴的计算长度L=+3其中I
10、为支撑跨距，左为悬臂长度，单位均为mm。由材料力学中的公式可以计算出主轴的挠度和偏转角，所以轴端弯曲刚度条件为：挠度(mm)yy(3-11)偏转角(rad)(3-12)(2)按主轴的扭转刚度校核对于空心轴有：Q(y)332向力(3-13)式中T一轴所受的扭矩，Nm;G材料的剪切弹性模量，对于一般刚为G=8.1X104MPa;D主轴大径，m；,许用转角，om,a=djd,即空心轴的内径4与外径d之比，通常取=0.50.60对于一般传动轴河=0.5lc7m,对于精密传动河=0.250.5。八11,对于精度不高的传动轴“可大于F/m。实例计算：本例采用ADMG高速电主轴为例，设计参数有：主轴采用的材
11、料为40Cr,主轴额定功率为8.8KW,额定转数为8000rmin,试确定主轴内外径。解:根据主轴材料查表31选择Ao=U0,取=0.6,代入式3-2得:dAa3P=1IO3-=11.89mmyiVn(l-a4)18000(1-0.6。)也就是说主轴的最小直径必须大于11.89mm,考虑到内装拉杆及碟簧的尺寸，将内径定为52mm,外径可根据=0.6算得D=87mm。因为该主轴的功率大，转速小，所以加工扭矩大，为了安全，我们需要校核主轴的扭转刚度。对于精度较高的传动轴，我们可取力=0.253m,由式3-13可得：-J32x180732G,(-a)I3218010.5V.1420.258.0510
12、10(1-0.64)=0.024m=24mm86mm校核直径小于实际直径，故主轴尺寸满足要求。3.3 悬伸量的选择主轴的悬伸量是主轴设计的重要参数之一，也是影响主轴的抗震性、刀具磨损和加工精度因素之一，悬伸量合适与否对降低电主轴加工的综合成本、提高刀具寿命、改善工件的表面质量有着重要的意义。传统上认为，增大刀具的悬伸量必定会造成刀具刚度降低，特别是在加工淬硬钢等硬度比较高的难加工材料时,习惯于选择小的刀具悬伸量。刀具安装时尽量多夹持刀柄部分，可以提高刀具的刚度，减小振动，使切削过程更加稳定吐久主轴悬伸量的选择主要从两个方面进行。首先，要根据主轴的加工环境确定刀具的装卡方式，再根据刀具刀柄的参数
13、确定主轴悬伸量的基本长度。然后，与主轴的支撑跨距(详见3.4)结合在一起计算主轴的径向刚度，来验证主轴的悬伸量是否合理，若不合理则需要重新调整悬伸量或主轴跨距的大小，再重新计算主轴的刚度直到主轴的刚度合适为止。应用实例：我们以根据主轴加工刀具选择最小悬伸量为例向大家展示不同功用电主轴悬伸量图片。3.4 主轴跨距的计算支撑跨距的/是指一根主轴上前后两支撑径向支撑力的中心作用点间的距离。满足主轴前端最小静挠度条件时的/为最佳跨距Io,当0.75oy2y的值。从上图中C曲线可以看出，在一定载荷户的作用下，轴端位移先随着跨距比Ua的增加而增加，然后再增大的趋势，所以必存在一个最佳的跨距比例是的主轴端部
14、的位移量最小。主轴跨距计算有两种方法：一是计算法，二是查图法。计算法又包含了计算机解法和近似解法，用计算机求解时要将所有的影响参数全都计入算法，包括轴承的径向刚度和角刚度并且轴承刚度为变量、轴承的数量和配置方式、主轴的具体形状。因为计算机解法所用到的力学模型和实物最为接近，所以这种解法最为精确。近似解法比较简单，是利用卡丹公式解三次代数方程，并引入无纲量参数简化计算过程，这种方法计算出的主轴跨距较为接近真实值，但这种方法的使用必须对主轴系统作以下处理：(1)简化主轴形状，用当量直径代替阶梯轴直径；(2)简化支撑系统：忽略辅助支撑，将多个轴承简化为前后两个支撑，支撑位置按表33确定。(3)只计入
15、轴承的径向刚度，忽略轴承的角刚度；(4)忽略转速对轴承刚度的影响；(5)将轴承的刚度看作是常量。位(0.250.35)Db0.5D,置若LD,则b=05L)工程中常用的是查图法，查图法与计算法相比相对简单方便，不需要繁琐的计算，在知道主轴悬伸量的情况下，设计者可以直接从图表中得出最佳跨距。3.4.1 近似求解法求主轴跨距由材料力学可以写出主轴端部的挠度计算公式，再令4=o可以得到下式:4(3-14).36E.6EzlG、n/1(1+-)=0C.aC1C0式中：/主轴跨距，mm；a主轴悬伸量，mm；CpC2分别为主轴前后支撑的径向刚度，N/m；E主轴材料弹性模量，一般为E206l()3Nmm2；
16、I一一主轴两支撑内截面平均抗弯惯性矩，inn?。该方程为缺项三次代数方程，常用卡丹公式求解，解上式方程便可以得到最佳跨距/0。由于三次方程的解比较复杂，得出结果后仍要验证哪一个才是正确的解，过程比较繁琐。在这里我们利用文献中的方法，引入无纲量参数人，其中，=Ua(3-15)=EHC(3-16)把以上参数带入到式3-14中，得到：3-6-677(1+l)=O(3-17)为了得到主轴的最佳跨距o,我们令无量纲综合变量：N=I+&(3-18)在式3-14中，令p=W,q=-6(N,并带入卡丹公式经过适当变换便可得出主轴最佳跨距/0。在整理的过程中我们可令判别式=(-1)2+(93=GN2-&7)(3
17、-21)当()或9M8时，4=病M陀？+(3-22)当()或8时，0=ayJScosarccos-=(3-23)实例计算：已知主轴的前支撑刚度为G=320l()3Nmm,C1ZC2=LU,悬伸量t=70mm,跨距内截面平均抗弯惯性矩=296l06mm4,弹性模量E206103Nmm2,求最佳跨距。解：首先由式316得出=5.555,N=2.14；比较二者可得9解Ri（3-35）w式中：,主轴材料的屈服强度，Pa；比较上述配合力，可选择二者中最小者作为许用最大配合力/Lx来求得电机转子和主轴材料所能接受的最大过过盈量时,：=）（3-36）EaEi以上计算出的转子和主轴可以承受的最小过盈量必须小于
18、最大过盈量。实例计算：为了详细说明计算过程，我们以阶梯过盈套连接方式例，连接方式如下图所示:/WiMptll50509蠲 IIM削UImW-:丁ssggrWWWMWfflIll 解250图3.4过盈套配合示意图电机转子由硅钢片叠加而成并且直接装压在过盈套上，可以将二者看成一体,已知基本参数有：电机最高转数为20000rmin,最大转矩为85Nm,最大阶梯直径为66mm,最小直径为65.6mm,两个阶梯配合长度均为50mm,转子外径为130mm,过盈套与主轴材料的泊松比4、Uj均为0.3,弹性模量a、Ei均为2.1IO5MPa,主轴内孔直径为25mm,过盈处过盈套的凡=3.2m,主轴的R二s=3
19、2m,过盈面的摩察系数=0.08,过盈套材料的屈服极限为800Mpa,主轴材料的屈服极限为85OMpa,二者密度均为2.8l3kg11。解：第一步：根据主轴传递的扭矩，确定过盈量4niin0先由式3-143-15算出配合处所需的压力为1.55MPa,再根据式3-163-18算出mill=l783m0第二步：考虑表面粗糙度的影响，由式3-19得出修正量=42m0第三步：因为主轴材料和过盈套材料的线膨胀系数几乎相同，所以该项修正量=0。第四步：计算由于离心力产生的过盈量减少值/O将相关数据带入到式3-21中，得到过盈量减少值为4,=36.1m。第五步：再考虑到重复拆装引起的过盈量减小，按经验此项修
20、正量为p=9m。第六步：综上计算得最小过盈量为：bmin=Gmin+&+6+/+芬=51.04311o安全起见，取安全系数为1.5,得基本过盈量d=1.5m=L5x51.043=76.565gm。第七步：计算主轴和过盈套弹性范围内的最大过盈量。结合式324可求出过盈套不被压溃的最大配合力为：Em=338.24MPa结合式3-25可求出主轴不被压溃的最大配合力为：Ia=414.20MPa取其中最小者计算配合表面不被压溃的最大过盈量，利用式3-26得：ma=389m因为最小过盈量小于可以承受的最大过盈量，故该过盈量可以使用。3.5主轴极限转速近似计算电主轴结构相对简单，但在高速运转下却十分复杂，分
21、析计算工作量巨大；长期以来主要应用的经验类比盲目性大，设计、制造周期长，成本高。动态仿真研究是一种先进的新方法，具有其他方法无法比拟的优点，如节省投资、缩短产品开发周期等。动态仿真主要借助于大型有限元分析软件，通过对电主轴模型进行二次建模得到其力学和数学模型，从而求得电主轴的某些动力学特性和参数。对于主轴的极限转速，我们通常用邓柯莱法临界转速估算。阶梯轴临界转速的精确计算比较复杂，作为近似计算，可将阶梯轴视为当量直径为4,光轴，按照下式计算：4=J笔苧(3.37)1.(式中4第i段轴的直径(mm)；4第i段轴的长度(mm)；久经验修正系数。邓克莱在通过试验方法确定多圆盘轴的横向振动固有频率时，
22、发现这样一个关系：Ill1c、-z-yH-z-+.（3-38）ncrll陶式中：为只考虑轴自重时轴的一阶临界转速，Hoi一一为当轴上只有圆盘1，其余各圆盘都不存在，且不计轴自重时的一阶临界转速；2%,依次类推。对于上式的推导要考虑以下两种计算：（1）均匀质量轴的临界转速计算图3.5均匀质量轴示意图= 9462,旦,4=9.87(3-39)式中：m0为轴所受的重力（N）；1.为轴的长度（mm）；E为轴材料的弹性模量；I一一为轴截面的惯性矩（加）/=罟。（2）带圆盘不计轴自重的一阶临界转速计算3EIL就(3-40)式中：叫一一为圆盘所受的重力；a一为支承间距离与圆盘处轴段长度;b为圆盘处与另一支承
23、间轴段长度;K为轴的刚度系数（Nmm）O实例计算：具体参数如下图所示:主轴平街环脑翻转于跳1、不装圆盘时的第一临界转速取E=2.06xl0,Z=1.4710864%=9.554=122549.57X=155290rmin2、只装圆盘1而不计轴重的第一临界转速=P1V=P1I(D2-d2)L=0.06kg,Pl为钢的密度且%=7.82IO301=0.0285=0.106501 = 9.55= 449830rmin3EIL334.44,zWoV.O60.02850.10653、只装圆盘2而不计轴重的第一临界转速因为是端部铸铝转子，取2=27l3可求出112二夕2丫=0918版%=0035bfy2=
24、O02 =9.55.3EIL334.44m2a02 0.0180.0350.1= 71222(/min4、只装圆盘3而不计轴重的第一临界转速m3 = p2v = 0.018 A03 =0.041 3 = 0.094垢=9.55,、= /*= 6468(M)r / minV 砥确优 0i80.041 0.0945、只装圆盘4而不计轴重的第一临界转速m4 = pv = 0.043 kg a()4 = 0.0465 4 = 0.0885334.440.043 0.0465 0.0885= 391911rmin6、只装圆盘5而不计轴重的第一临界转速m5 =p1v = 0.043 Ag a05 = 0.
25、0515 = 0.08353E1L334.44%6=9.557、只装圆盘6而不计轴重的第一临界转速m6 = p1v = 0.043伙 A06 = 0.0565 6 = 0.0785 9w5 V.O43 X 0.0515 0.0835= 375050rmin%? = 9.55 I；- = /:= 363635rminV 外。源0.043 0.0565 0.07858、只装圆盘7而不计轴重的第一临界转速m7 = p1v = 0.043 kg a()1 = 0.0615 b()1 = 0.0735334.44-0.043 0.0615 0.0735= 356797rmin9、只装圆盘8而不计轴重的第
26、一临界转速m8 = p1 V = 0.043 kg a08 = 0.0665 8 = 0.0685H08 = 9.55; =(= 354056rminV W0.043 X 0.0665 0.068510、只装圆盘9而不计轴重的第一临界转速m9 = pv = 0.043 &g a9 = 0.0715 bw = 0.0635Hm =9.55= .= 355266rminV /娘端0.043 X 0.0715X 0.063511、只装圆盘10而不计轴重的第一临界转速mo =Pv = Oa3 kg 10 = 0.0765 bQ = 0.0585334.440.043 0.0765 0.0585= 36
27、0385rmin12、只装圆盘11而不计轴重的第临界转速m = PiV = 0.043 ax =0.0815 Z?H =0.0535334.440.043 0.08150.0535= 369890rmin13、只装圆盘12而不计轴重的第一临界转速m12 = pxv = 0.043 an = 0.0865 bn = 0.04853 = 9.55：. = ,.= 384438r/ minV W120.043 0.0865 X 0.048514、只装圆盘13而不计轴重的第一临界转速m13 = p1v = 0.018 Zg a13 = 0.092 Z?l3 = 0.043% =9.55.3EIL334
28、.44w13 0.018 0.092 0.043= 630124rmin15、只装圆盘14而不计轴重的第一临界转速m14=p2v=0.018al3=0.098Z?l3=0.037334.44= 68747 Ir/min0.0180.0980.03716、只装圆盘15而不计轴重的第一临界转速m14二夕F=0.006Qu=010454=0.0305Q_I3EIL334.44/.hk=9.55=-/=428377rmmY町5雇左00060.10450.0305根据邓克莱公式带入以上所求结果可得出=+4+4+4=0=107769r/minnc02315由于该电主轴工作转速为=600000V0且上=0.
29、557,所以符合要求,%107769不会发生共振。3.6碟簧数量计算（附表碟簧系列第三篇11-80）现代加工中心功能繁多，能完成钻、键、铳、钱、攻等多道工序。不同工序需要不同刀具来实现加工，所以加工中心用电主轴可以在加工的过程中快速更换刀，为了实现快速换刀加工中心普遍采用松拉刀式电主轴，该种类电主轴内孔设有拉杆碟簧、拉抓刀柄用的拉刀爪等零件，有的电主轴尾部直接设有气缸，或者在外部外加一个打刀气缸，可用于推动拉杆进行换刀。快速换刀的过程是：在夹头夹紧刀具的状态下，碟形弹簧压缩，弹簧向后施加力给拉杆，拉杆拉紧夹头，夹紧刀具；松刀时，主轴后部配置的松刀气缸充气，顶杆顶推拉杆后部，压缩碟形弹簧，拉杆推
30、动夹头下移，弹簧夹头张开，松开刀具。刀具夹持依靠的是主轴端部的锥度实现的，这种锥度不仅可以提供很高的定心精度，而且能够提供一定的扭矩。为了能够让刀柄的锥面和主轴内孔的锥面紧密结合，需要给刀柄提供一个合适的拉力，该力就被称为拉刀力。拉刀力是由装在拉杆上的碟簧提供的，碟簧已经标准化，根据标准我们可以由拉刀力选择合适的组合方式并计算出碟簧的数量。碟簧FimuuuunnuuuuuuuuuuuuuuuuuuuuM三lvmnnfltumra图3.8碟簧拉刀示意图b碟簧特性曲线碟簧是用钢板、带钢或钢材锻造坯料加工成呈碟状的弹簧如图3.8a所示,其刚度大，缓冲吸振能力强，能以小变形承受大载荷，适合于轴向空间要
31、求小的场合，碟簧成薄片形，易于形成组合件，可实行积木式装配与更换，因而给维修带来方便，在使用时用同样的碟形弹簧采用不同的组合方式，能使弹簧特性在很大范围内变化。可采用对合、叠合的组合方式，也可采用复合不同厚度，不同片数等的组合方式，但是碟簧的特性曲线是非线性的（如下图b所示）。图3.8特性曲线碟簧的组合方式有三种：（1）对合（串联）方式碟簧之间头对头背对背式连接穿在轴上的连接方式。其效果是弹力是单个碟簧的弹力，行程为一个弹簧的n倍。如：四片串联叠法，行程为4片，弹力为1倍。如图所示：（2）叠合（并联）方式碟簧之间以头尾相接穿在轴上的连接方式。其效果是弹力是一个碟簧的n倍，行程为单个碟簧的行程。
32、如：三片平行叠法，行程为1片，弹力为3倍。如图所示：(3)混合方式将上面两种方式混合使用，如：二片平行三次串联叠法，行程为2片，弹力为4倍，如图所示：图3.9碟簧组合示意图实例计算：SPSl540-12Z/7.5电主轴用于立式加工中心，主轴锥孔为BT40,拉杆直径为12mm,主轴拉刀为四瓣爪式拉紧，拉刀力为6000N,换刀力为8800N；主轴内部空间小，换刀力大，采用三片叠合后再对合的组合方式，碟簧组预压6.9mm,带刀打刀行程5mm,空刀打刀行程8mm；试确定碟簧外形尺寸和数量。解：(1)根据拉杆尺寸，查阅第五版机械手册第三卷，第十一篇，第六章表11-6-2选择A系列碟簧，尺寸为25X12.
33、2X1.5。(2)计算碟簧压平时的载荷：4FKt3(3-41)C-2KQ2”式中：P单个碟簧的载荷，N；Pc一一碟簧压平后的所需载荷的计算值，N；/一一碟簧厚度，mm；D碟簧的外径，mm；f单片蝶形弹簧的变形量，mm；%一碟簧压平时变形量的计算值，mm；E碟簧材料的弹性模量，MPa;泊松比。确定上式中参数，式中E=2.06l0MPa,M=O.3,碟簧无支撑面时(3-42)r=1.5,D=25,Kl可由下式确定:Kl=-C-IInC式中C为外径和内径的比值，C=2；d。25本例中，C=7=4G=2.05,代入上式中得K=0.704。查阅下表选择为：表33比值表系列比值D/t%”A280.4B18
34、0.75C401.3本例碟簧为A系列，故取=0.4。于是得%=0.4f=0.4xl.5=0.6mm。代入式3-41中得E=4147.1N0（3）计算单片碟簧的变形量：因为是三片叠合后再对合的组合方式，则单个碟簧的载荷为：p=8800=293333N3故,屋q=0.707;由此,查阅下图得力=0.68,=0.69x0.6=0.414mm.1.5().20.40.6().H1.0，或一图3.10单片碟簧特性曲线(4)确定碟簧数量:由设计参数可知，碟簧总的压缩量为工=6.9+8=14.9mm,碟簧组数为:14.90.41435.99（组）取整数为36组，共108M-o(5)碟簧校核计算：目前我国用在碟簧上的材料多为60Si2MnA和50CrVA,碟簧压平后OM点的应力不能大于材料的屈服应力，否则碟簧性能不能满足使用要求。碟簧压平时，OM点的应力:4E,20.414 3 一1.5 K1D242.061051.52XXXl-O.320.704252=1220MPa与60Si2MnA的屈服点接近，故最终确定此碟簧的个数为108片。
