8 ．座擦 

8 . 1 單個碟形彈簧的摩擦 

根據不同的彈簧組合方式，隨碟形彈簧組的壓縮和張開，單個彈簧之間、 

彈簧與導向元件之間以及彈簧承載部位的摩擦力都會升高：因此，對于給定的彈簧應用條件，理論計算的加載和卸載特曲線都會與實際曲線存在偏差。 

如圖下圖所示，壓縮時的摩擦力目R · F （目R ）產生與加載力矩起反作用的力矩，因此使．壓縮力F 增大。彈簧回復時，摩擦力矩與加載力矩則與加載力矩方向相同，從而減小所需的保持力。 

實際的摩擦系數與加載部件表面的拋光程度、碟形彈簧邊緣工和IH 的倒角半徑以及潤滑條件等因素有關。

8 . 2 疊合組合碟形彈簧組的摩擦

由n 片彈簧組成的疊合組合彈簧組壓縮時，除加載部位彈簧邊緣產生的摩擦力外，彈簧上下接觸表面之間也會產生方向相反的徑向摩擦力。這些摩擦力產生的n 個摩擦力矩與加載力矩相互作用，從而使得彈簧組在．壓縮過程中加載力增大，在回復過程中保持力減少。

實際的載荷偏差與變形無關。采用厚度較大的碟形彈簧將會產生較大阻尼作用。

經驗表明，碟形彈簧組載荷特性曲線的偏差隨彈簧組內疊合組合彈簧數量的增加而增大，（下圖）。這是由于單個彈簧幾何外形（特別是錐面失圓和自由高度的偏差）與理想狀態的偏差累積所致。

如果彈簧在彈簧組內移動甚至是旋轉，彈簧組的載荷特性曲線也會發生輕微的變化。但總的來講，隨著時間的延長，碟形彈簧組的加載和卸載特性曲線會逐漸趨于穩定。

出于安全的原因，即使是由單片彈簧組合的弱者也要采用內部導向或者外部導向。對于采用低摩擦設計的碟形彈簧組，摩擦力的影響通常忽略不計。8 . 3 對合組合碟形彈簧組的摩擦

可以認為對合組合碟形彈簧組采用了低摩擦設計。例如，碟形彈簧被設計出特殊的內邊緣輪廓，從而大程度地降低了彈簧組與導向件之間的摩擦。這就使得彈簧組內的單個彈簧都具有均勻的變形量，彈簧組端部的可動彈簧由于應力過大產生提前斷裂的危險也會降低。

上圖所示為低摩擦和高摩擦碟形彈簧組內單個彈簧變形量的對比。對于同類型的低摩擦設計的對合組合彈簧組，其加載和卸載曲線與計算的載荷特性曲線都沒有太大差別（下圖）。在疊合組合彈簧用于對合組合彈簧組中時，這種情況不再適用。

下

單片彈簧尺寸與理想尺寸間的偏差將會導致彈簧或彈簧組間載荷的不均勻傳遞，從而使彈簧發生橫向位移，進而導致彈簧與導向件之間產生較大的力的作用。如發生橫向位移的彈簧位于彈簧組的可動端部，其產生的橫向作用力將會使彈簧與導向件之間產生顯著的摩擦。因此必須強調，在對合組合彈簧組中使用疊合組合彈簧組將會導致單片彈簧的不均勻變形，與此同時，如果工作頻率較高的話，也會導致工作溫度的顯著升高。這種情況將直接導致彈簧組疲勞壽命降低。

De 外徑InIn △ 工 由于蠕動變導至的彈簧自由高度降低IIun

D l 內徑N 彈簧失效前的大載荷循環次數

Do 旋轉中心直徑IIun R … 彈簧剛度丫’mIn

E 彈性模量N / nun T 總間隙IIun

F 無支撐面單個數彈簧載荷N W 彈力做功Nnim

Fl , FZ , F3 變形量為51 , 52 , 53 時的彈簧載荷X Ho 無支撐面碟簧大變形量He = 10 一t = scmm

Fc 彈簧壓平狀態下的計算載荷 。l 對合組合彈簧組中的單片彈簧或疊合組合彈簧的個數

1o 單個彈簧自由高度nun

Ft 。t 單個彈簧或彈簧組的N n 疊合組合彈簧組中單片彈簧個數

△F 由于松馳導致的載荷下降S 無支撐面的單個彈簧的變形量

Lo 對合組合或疊合組合彈簧組自由高度51 , 52 , 53 對應載荷FI , FZ , F3 的彈簧變形量

Ll , LZ , L3 對應載荷Fl 、FZ 、F3 時的彈簧高度InIn St 。t 對應組合或疊合組合彈簧組的總行程建議大值：Sges = 0 . 8 ( Lo 一Lc )

Lc 壓平狀態下對合組合或疊合組合彈簧的計算長度二t 無支撐面單片彈簧厚度mm

t ' 有支撐面彈簧單片盤片的減薄厚度tnm

承受振動載荷的碟型彈簧在工作行程區間內的應力變化幅度

錐角

泊松比

摩擦系數

疲勞強度圖容許的大上限應力N 、mmZ

幸存概率

疲勞強度圖容許的小下限應力NmmZ

計算應力N . ．二2

強度圖容許的應力的變化幅度

大負載應力N / IlunZ

切向應力N / IlunZ

臨界應力N ．萬二2

所有標有’的數值，例如等均指有支撐面碟型彈簧

橫截面I 、11 、111 、IV 、及OM 各點的計算應力N ．廠IlunZ

彈簧Nmm

承受振動載荷的碟型彈簧大許用應力N . . , . lllmZ

橫截面工點壓平狀態時的計算應力 

承受振動載荷的碟形彈簧要求的小應力