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彈簧製造廠淺談碟形彈簧審核方法

2020-02-28

彈簧製造廠淺談碟形彈簧審核方法

根據碟形彈簧國家標準GB1972-80,碟簧按D/σ、h。/σ(D為碟簧外徑、σ為碟簧厚度、h。為A型碟簧的極限行程)的值分為三個係列。每個係列包括兩種型式的碟簧尺寸,一種為未減薄無支承麵(A型)碟簧的尺寸;另一種為減薄有支承麵碟簧的尺寸,兩者的外徑D、內徑d和自由高度H。相同,厚度σ不同。在外加變形量f=0.75h。時,這兩種彈簧的載荷相等。在其它變形量時,這兩種彈簧的載荷有差異。可以把後一種型式(B型)的碟簧看成是前一種的“等效碟簧”。


審核碟簧的工作圖較為簡單,其主要內容為:

1)幾何尺寸是否完備。對於A型(無支承麵)碟簧,基本尺寸是,外徑D,內徑d,材料厚度σ,自由高度H。,對於B型(有支承麵)碟簧,除上述基本尺寸外,還應包括上下支承麵寬度b。

2)尺寸公差及形位公差是否合乎國家標準。若超過1級精度,需與用戶協商。

3)校核碟簧載荷及檢查載荷公差是否符合國家標準。載荷P的一般計算公式為:

式中P-碟簧的載荷(N);

f-單個碟簧的變形量(mm),

σ-碟簧厚度(mm),

D-碟簧外徑(mm)

h-A型碟簧的極限行程(mm);

光軸彈簧


一般,碟簧工作圖上標注f=0,75ho時的載荷,其計算公式可簡化為:

4)校核碟簧的應力,可采用阿爾曼和拉茲羅近似方法.

具體校核時,並不需要計算上述的四個應力值。對於在靜載下工作的碟簧,其可能的失效形式是在應力點產生塑性變形,其強度計算是限製σI不大於許用應力(許用應力的選取見前文)。對於在變載荷下工作的碟簧,其主要失效形式為疲勞斷裂。實驗證明,引起碟簧疲勞破壞的位置都是在碟簧下表麵的拉應力區。具體是Ⅱ點還是Ⅲ點最危險,可根據前文介紹的方法確定,然後計算最危險點的應力就行。


對於有支承麵碟簧的計算,可看成是縮短杠杆臂碟簧的計算。設等效碟簧的厚度為σ′,杠杆比n=l/l1,則等效碟簧的計算仍可應用式(4-39)~式(4-47),但應注意以下幾點:

1)α、β,γ同無支承麵碟簧

2)d以σ′代入,h。以nh*代入,f以f’=nf*代入。此處f*為對應於h*的變形量,即無支承麵時的變形量,nf*為對應於h'的變形量(見圖4-25)。

3)由於有支承麵碟簧的I,Ⅲ點理論位置已不存在,上麵或下麵已切削部分也有一定影響,故用上述方法獲得的載荷和σl、σa均略偏高。

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