捷达离合器设计毕业设计

1、捷达离合器设计摘要近年来 , 我国在设计的汽车和汽车制造技术已经取得了很大的进步 , 这是大家 有目共睹的。而离合器作为汽车传送系中的一大重要组成部分，肩负着传递动力、 减震跟防止过载等重要作用，所以离合器更成为了汽车发展和进步的一个重要因 素,是不容忽视的。此次设计是从理论计算上阐述了捷达轿车离合器容量的计算，离合器从动盘 的尺寸，后备系数，摩擦片外径的尺寸等。设计包括对从动盘总成、压盘、离合 器盖的设计校核优化。具体设计计算扭转减振器、摩擦片、压盘、离合器盖、膜 片弹簧、传动片等多个部件总成。在离合器动力学的基础上 , 分析和计算的原始 , 简要描述了离合器的部 分主要设计参数的选择和设计

2、要点 ,如类型选择、确定承载力 , 模型等。简要介绍 传统设计方法的检查。关键词： 离合器；膜片弹簧；摩擦片；设计方法目录摘要 1. 前言 随着现代科技的飞速发展，尤其是液压液力的传动技术，电子技术在汽车上 得到广泛的运用，现代汽车发生了巨大的变化。而离合器作为汽车传动系的一大 重要组成部分，肩负着传递动力、减振跟防止过载等重要作用。所以离合器成为 了现代汽车发展不可忽略的重要因素。随着自动变速器技术的发展跟完善，离合 器的结构跟性能也随之变化。了解离合器的基本构造，掌握离合器的工作原理。 了解从动盘总成的结构，掌握从动盘总成的设计方法，了解压盘和膜片弹簧的结 构，掌握压盘和膜片弹簧的设计方法

3、，通过对上述几方面的了解，便于熟悉汽车 离合器的工作原理。我们要学会怎样查找文献资料、相关书籍，培养学生动手设 计项目、自学的能力，掌握单独设计课题和项目的方法，设计出满足整车要求并 符合相关标准、具有良好的制造工艺性且结构简单、便于维护的轿车离合器，为 以后从事汽车方面的工作或工作中设计其它项目奠定良好的基础。通过这次课程 设计，使学生充分地认识到设计一个工程项目所需经历的步骤，以及身为一个工 程技术人员所需具备的素质和所应当完成的工作，为即将进入社会提供了一个良 好的学习机会，对于由学生向工程技术人员转变有着重大的实际意义。 本设计的目的、现实意义本次选择的课题为捷达轿车离合器设计 , 为

4、保证操纵轻便，工作稳定，结构 简单、紧凑，质量小和制造工艺性等方面因素，本次设计采用的是单盘膜片弹簧 离合器，离合器是汽车传动系统中直接与发动机相连的部件，有着不可忽视的作 用，一个良好的离合器能够提高汽车的使用寿命，离合器的基本功用为： 在汽车起步时，通过离合器主、从动部分之间的滑模而使它们的转速逐渐接近， 以确保汽车起步平稳。当变速器换挡时，通过离合器主、从动部分的迅速分离来 切断动力的传递，以减轻齿轮轮齿间的冲击，保证换挡时工作平顺。当传给离合 器的转矩超过其所能传递的最大转矩时，其主、从动部分之间将产生滑磨，以防 止传动系统过载。本设计国内发展概况国内外汽车主要离合器有摩擦式离合器、液

5、力耦合器、电磁离合器等几种 摩擦离合器又分为周布弹簧离合器、中央弹簧离合器、周布斜置弹簧离合器、膜片弹簧离合器。离合器的发展、改良以及新技术的应用，很大程度上提高了汽车 的操纵稳定性、安全性和舒适性；在人们追求高品质生活的今天，汽车以上性能 得到更高度的关注，离合器的性能和技术应用也随之变得越发重要。2. 离合器概述离合器的功用：离合器是汽车传动系中直接与发动机相联系的总成件，位于发动机和变速器 之间。为各类型汽车所广泛采用的是摩擦离合器，实际上是一种依靠其主、从动 部分间的摩擦来传递动力且能分离的机构。其主动部分与发动机飞轮相连，从动 部分与变速器输入轴相连。 所以离合器的具体功用如下：（1

6、）使发动机与传动系逐渐接合，保证汽车平稳起步。（ 2）暂时切断发动机与传动系的联系，便于发动机的起动和变速器的换档。（3）限制所传递的扭矩，防止传动系过载。对离合器的要求：（ 1）具有合适的储备能力，既能保证传递发动机最大转矩又能防止传动系统过 载。（2）接合平顺柔和，以保证汽车平稳起步。（ 3）分离迅速彻底，便于换挡和发动机起动。（4）散热良好。（ 5）具有吸收振动、缓和冲击和减少噪声的能力。6）操纵简单省力，维修保养方便。离合器的类型：汽车离合器有摩擦离合器、液力耦合器、电磁离合器等几种。目前大部分汽车采用的是摩擦离合器， ，因为其结构简单、性能可靠、维修方便。表 2-1 为本次离合器设计

7、所选车型基本技术参数：表 2-1 捷达整车参数项目参数汽车的驱动形式前驱动 42最高车速Vamax =185 km/h；发动机最大功率及转速pemax =81 KW（ 1.6L ，6000r/min ）发动机最大转矩及转速Temax =155 N m nT =3800 r/min主减速器传动比i0 =变速器传动比ig 1= 、轮胎型号185/60R15整备质量m =1175 kg ；总质量ma =1500 kg ，制动系类型前通风盘、后鼓式最小离地间隙137mm轴距2603mm前、后轮轮距1429mm； 1422mm3. 离合器结构设计分析为了在离合器的设计中能合理地选择离合器总成及相关组件并

8、确定相关参 数，我们应先根据所选车型的类别、使用要求，和发动机的匹配要求、制造条件 以及标准化、通用化、系列化要求等 从动盘数的选择 单片离合器：在使用时可以确保分离彻底 , 轴向弹性压板可以确保顺利，有一 个简单的结构 ,轴向尺寸紧凑 ,良好的散热 ,容易维护 ,驱动部分转动惯量小等。双片离合器：一般用于传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。 多片式离合器： 主要应用于最大总质量大于 14 吨的商用车的行星齿轮变速器 换挡机构中。对乘用车和最大质量小于 6t 的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布 置尺寸容许条件下，离合器通常只设有一片从动盘。所以选择单片离合器。 压紧弹簧和布置形式的

9、选择 捷达离合器盖总成中压紧弹簧为膜片弹簧，这种弹簧圆形、扁平、形状简单 并具有分离指。与其他形式的离合器相比，膜片弹簧离合器有以下优点：（ 1）形式简单，结构对称，装配空间小。 （2）可以以较低的分离力来满足必要的负荷要求。（3）膜片式弹簧回转中心与离合器中心重合，所以在旋转时其压紧力不受离 心力的影响。（4）膜片弹簧具有比较理想的非线性特性，其弹簧压力在摩擦片磨损范围内 能保持大致不变。（ 5）捷达的膜片弹簧离合器设计寿命较长。 捷达离合器为推式操纵的拉式膜片弹簧离合器。它是目前汽车离合器中比较 流行的第三代产品。拉式膜片弹簧的安装方向与推式相反，在接合位置时，膜片 弹簧的大端支承离合器盖

10、上，而以中部压紧在压盘上。它与推式相比具有许多优点：（1）结构简化，捷达离合器盖总成中取消了膜片弹簧中间的支承各零件；（2）扭矩容量更大；（ 3）分离得更彻底；（ 4）操纵踏板更为简单；（5）使用寿命更长。本次设计选用：拉式膜片弹簧离合器（图3-1 ）。图 3-1拉式膜片弹簧离合器结构图 离合器主要参数的选择3.3.1 后备系数后备系数是离合器设计时用 到的一个重要参数，它反映了离合 器传递发动机最大转矩的可靠程 度。在选择时，应该要注意到下面 3 点：（1）离合器在摩擦片磨损后还应能正常地传递发动机的最大转矩。（2）要防止离合器滑磨过大。（3）要能防止传动系过载。显然，如果选择的过小，发动机

11、的最大转矩不能正常传递；如果选择的过大，那么离合器尺寸过大，会导致传动系超负荷，难以操作。我们可以根据使用条件的好坏来适当地选取的大小。在摩擦片磨损之后，离合器的压力依 然能够可靠平稳，所以选取的值可以较小；双片离合器的值应大于单片离合 器。所以值的取值范围一般为：轿车和轻型货车 =120 175中重型货车 =150 225越野车、 重型汽车和牵引汽车 =180400 本设计是捷达小轿车离合器的设计，故宜取小值，本次设计取 = 。3.3.2 摩擦因数 f 、摩擦面数 Z 和离合器间隙 t 摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素是决定摩擦因 数 f 的关键。摩擦因数 f 的取值范

12、围见下表。表 3-1 摩擦材料的摩擦因数 f 的取值范围 3摩擦材料摩擦因数 f石棉基材料模压编织粉末冶金材料铜基铁基金属陶瓷材料本次设计采用石棉基编织材料，所以取 f = 。离合器从动盘数是摩擦面数 Z的一半， 决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。本次设计取单片离合器 Z = 2 。离合器间隙 t 是指离合器处于正常结合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证 摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全结合， 在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。 该间隙 t 一般为 3 4mm。 本次设计取 t =3 mm 。3.3.3 单位压力 P0选择单位压力 P0 必须考虑离合器的工作条件

13、，因为其会影响离合器工作性能 和使用寿命，例如发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。当摩擦片采用不同材料时， P0 按下表范围选取：表 3-2 摩擦片单位压力 P0 的取值范围摩擦片材料单位压力 P0 /MPa石棉基材料模压编织粉末冶金材料铜基铁基金属陶瓷材料此次设计选用石棉基编织材料，取 P0 =3.3.4 滑磨功 WD 和温升速率 HR 计算3.3.4.1 相关参数选择（ 1）传动总效率的 选择表 3-3 总传动效率 （机械式变速器）轿车货车膜片弹簧螺旋弹簧参见表 3-3 ，轿车膜片弹簧离合器，选择 = 。（ 2）正弦函数表示的坡度 sin 的选择表 3-4 正弦函

14、数表示的坡度 sin 牵轿车 货车引车越野1/61/81/6公路1/81/81/8参见表 3-4 ，选择 sin =1/83）滚动阻力系数 F 的选择表 3-5 滚动阻力系数 F一般沥青或混凝土路卵石路砂石路参见表 3-5 ，一般沥青或混凝土路况，选择 F=3.3.4.2 滑磨功计算 指离合器接合过程中有多少机械能转变为热能，用以表征离合器表面磨损严 重程度；对车辆进行必要的假设和简化，离合器接合过程中的滑磨功WD （J）为：22nT Te max rm kD900igi0（Temax igi0 r 9.81m sin 10Fm ）（3-1）式中， nT 为发动机最大转矩时的转速（ r/min

15、 ）；m为汽车整备质量（ kg）；r 为驱动轮滚动半径（ m）；i0 为驱动桥主减速比；ig 为变速器起步档传动比；Temax 是发动机最大转矩（ Nm）；为总传动效率；sin 为正弦函数表示的坡度；F 是滚动阻力系数；k 为系数（对比计算时， k =1）。其中： nT =3800r/min ； Temax =155N m；r =287mm； m=1175kg； k =1； i0 =； ig =；选 =； sin =1/8 ； F=。由式 3-1 计算得 WD =（ N m）。3.3.4.3 温升速率计算温升速率 H R表征摩擦片接合与分离时摩擦生热导致摩擦片温度升高的量：0.1047nTTe

16、maxnTrm9.81m sin10Fm )3-2)式中，变量含义同式 3-1 ；将相关数据带入式 3-2 并计算得温升速率： HR=（Nm/s1/2 ）。3.3.5 摩擦片外径 D、内径 d 和面积 A摩擦片外径是离合器的基本尺寸，关系到离合器结构重量和使用寿命，与离 合器所需传递的转矩大小有一定关系。根据发动机最大转矩Temax 初选摩擦片外径D，由表 3-6 选定摩擦片其他尺寸：外内厚C1-C单面面径 D/mm径 d/mm度 h/mm=d/D3积 a/cm2160110106180125132表 3-6 离合器摩擦片尺寸系列和参数3 ， 5200140160225150221250155

17、302280165402300175466由于 D = 100 Temax 100 155mm 181.6mm（3-3 ）A 47式中， Temax为发动机最大转矩，取 Tmax 155N m； A 为不同结构根据和使用条件对 D 的影响系数，对于小轿车 取 A=47。2取 D =200mm， d =140mm， h =，a =160cm2。3.3.6 摩擦片离合器摩擦片在性能上应满足如下要求：（1）摩擦因数较高且稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度变化对其影响要小；（ 2）具有足够的机械强度和耐磨性；（ 3）材料密度要小，以减小从动盘转动惯量；（ 4）热稳定性好，高温下比较稳定；（ 5）磨合性

18、好，不致刮伤飞轮和压盘表面；（6）接合平顺，无“咬合”或“抖动”现象；（7）长期停放后，摩擦面间不发生“粘着”现象；（ 8）油、水对其摩擦性能的影响要达到最小。离合器摩擦片所用的材料主要有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。石棉基材料具有摩擦因数较高（大约 ）、密度较小、制造容易、价格低廉等优点。目前主要应用于中、轻载荷下工作。摩擦片与从动片的连接方式有铆接和粘接两种。铆接方式连接可靠，更换摩 擦片方便，适宜在从动片上安装波形片。所以本次设计选取石棉合成物制成的摩擦材料，采用铆接方式。3.3.7 摩擦片基本参数的优化（ 1）最大圆周速度摩擦片外径 D（mm）的选取应使最大圆周速

19、度 v0不超过 65 70m/s，即vD60 nemax D 10200 10 3 60006062 .8 m/s 65 70 m/s式中， vD 为摩擦片最大圆周速度 （m/s）；nemax为发动机最高转速取 6000r/min ； D为摩擦片外径径取 200 mm ；故符合条件。（2）单位面积滑磨转矩单位面积滑磨转矩应小于其许用值，即T 1000 Te m ax= 2 2 T Z （ D 2 d 2 ）（3-4）所以 T 1000 2155 2 1.210 （N m/ mm2）2 （2002 1402）式中， T 为单位面积滑磨转矩 mm2） ，可按表 3-7 选择表 3-7 许用单位面积

20、滑磨转矩 T 的要求外径 D/mm210210250250325320T/（N/mm）342当摩擦片外径 D210 时， T = N m/ mm2 T 故符合要求。（ 3）单位压力 P0为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，选取单位压力P0 的最大范围为，由于已确定单位压力 P0 ，在规定范围内，故满足要求。4. 从动盘总成与离合器盖总成设计从动盘总成主要由从动片、从动盘毂、摩擦片等组成。从动盘对离合器工作 性能影响很大，设计时应满足以下几个方面的要求：（1）从动盘转动惯量应尽可能小，以减少变速器换挡时齿轮间的冲击。（2）从动盘应具有轴向弹性，以保证汽车平稳起步、摩擦面上压力分布均匀。（

21、3）从动盘应安装上扭转减震器，为了保证传动系扭转不会产生共振，和对所受 到的冲击起到缓冲的作用。（4）要有足够的抗爆裂强度。轴向弹性从动片的结构 从动片要求质量轻，且质量分布尽可能靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量； 具有轴向弹性， 以提高摩擦盘使用性能， 延长其使用寿命。 材料常用中碳钢板 （如 50 号）或低碳钢板（如 10 号）。一般厚度为 ，表面硬度为 35 40HRC。设计 时为保证从动片弹性作用，波形弹簧片的压缩行程可取为 ，但不小于 ；从动 片轴向弹性变化规律的大致趋势是抛物线形。使从动片具有轴向弹性常用的方法有 2 ，5，6 ：（1）整体式弹性从动片即根据从动片不同尺寸在其外缘

22、开 612 个“T”槽，形成多个扇形，将扇形 部分冲压成依次向不同方向弯曲的波浪形，两边的摩擦片分别铆接在相隔的扇形 上。这种结构主要用于商用车。（2）分开式弹性从动片 整体式弹性从动片很难保证每片扇形部分刚度完全一致，为消除这一缺点， 从动片有时做成分开是结构，波形弹片与从动片分开做成两件，用铆钉铆在一起。 波形弹片由同一模具冲制而成，故刚度较为一致；这种结构波形片（厚度小于 ） 比从动片（厚 ）薄，易得到较小转动惯量，适宜于高速旋转。（3）组合式弹性从动片 载货车上较为常用，将靠近飞轮的摩擦片直接铆合在从动片上，只在靠近压 盘侧的从动片上铆有波形片，该侧摩擦片用铆钉与波形片铆合，这种结构转

23、动惯 量大，但强度较高，传递转矩的能力大，主要应用于商用车。 根据车型实际需要，本次设计选用分开式弹性结构，从动片选用 08 号钢板，厚 度取为 2mm；波形片采用 65Mn 钢板，厚度取 。从动盘毂设计 从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，几乎承受由发动机传来的全部转 矩；一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器第一轴上，花键尺寸可根据摩擦 片外径 D和发动机的最大转矩 来选取，表 4-1 是按国际 GB1144-1974选定的花键 标准。4-1 花键尺寸表摩擦片发动机最大花键尺寸挤压应外径转矩齿数 n外径内径齿厚有效力D/mmT emax /(N D/mmd/mmt/mm尺长c /MPam

24、)l/mm200160102923425花键尺寸选定后应进行强度校核，因其主要受损形式为挤压破坏，所以要进行挤压应力（ MPa）计算，公式如下 5 ：挤压P nhl4-1)式中， P 为花键齿侧面压力， N。可由下式确定：4Temax(D d )Z（4-2）d， D- 分别为花键内外径， m； Z-从动盘毂数目；Temax - 发动机最大转矩， Nm； n-齿数；h- 花键齿工作高度， m；h （D d ） 2 l- 花键有效齿长， m。由式 4-2 计算得到花键齿侧面压力 P 的值，并将 P 值及相关数据带入式 4-1 ，可 计算得挤压应力： 挤压 =50mm故 符合 d2R0 +50mm的

25、优化条件 减振弹簧个数参照表 5-1 选取。表 5-1 减振弹簧个数选取摩擦片外径 D/mm 225 250 250325 3253503504 6688 10 10由表可知，摩擦片外径 D250mm时， Z j =46。此次设计取 Z j =4。 扭转刚度 kk 是减振弹簧的线刚度和其结构布置尺寸的关键因素。假设有一个直径为2R0的圆，而减振弹簧分布在该圆周上，当从动片与从动盘毂产生相对转动，转过的 弧度为 时，弹簧相对应变形量为 R0 。此时所需加在从动片上的转矩为：2 T 1000KZ j R02（5-3）式中， K为每个减振弹簧的线刚度 （N/mm）； Z j 为减振弹簧个数； R0为

26、减振弹簧位 置半径 （m） 。根据扭转刚度定义， k T ，则2 k 1000KZ jR02（5-4 ）式中， k 为扭转角刚度（ Nm/rad）。设计可按经验公式： k 13Tj 进行选择。选 k 13Tj 13（ Nm/rad ）。 阻尼摩擦转矩 T 合理选择阻尼摩擦转矩 T 能在发动机工作转速范围内最有效地消振。所以应该从 下式进行选择：T （0.06 0.17）Temax（5-5 ）从上式可知，取 T =Te max = 155=（Nm）预紧转矩 Tn减振弹簧在安装的过程中需要有预紧。我们知道， Tn 增加的时候共振频率就会向 减小频率的方向移动，这是有利的。但是 Tn 不应大于 T

27、，否则在反向工作时，扭 转减振器将提前停止工作，所以取：Tn （0.05 0.15）Temax（5-6 ）Tn 满足以下关系：Tn（） Temax 且 Tn Nm而 Tn（） Temax Nm则初选 Tn 16Nm减振弹簧总压力 F当限位销与从动盘毂之间的间隙 1 或 2 被消除，减振弹簧传递转矩达到最大值 Tj 时，减振弹簧受到的压力 F 为：F Tj R0（5-7）由式 5-7 计算得减振弹簧总压力： F = 。极限转角 j减振器从预紧转矩 Tn 增加到极限转矩 Tj 时，从动片相对于从动盘毂的转角即极限 转角 j ，可由下式求得：j 2arcsin2Rl0（5-8 ）式中， l 为减振器

28、的工作变形量。 j 通常取 3 12，对汽车平顺性要求高 或发动机工作不均匀时， j 取上限。此次设计选取 j =12。膜片弹簧基本参数的选择5.3.1 比值 H/h 和 h 的选择 要准确选择比值 H/h 可以获得比较理想的特性曲线并获得最佳的使用性能，因为H/h 的选择对膜片弹簧的弹性特性有着很大的影响。 膜片弹簧的弹性特性由碟簧部 分决定，与自然状态下内锥高 H 及弹簧钢板厚 h 有关。不同的 H/h 值有不同的弹 性弹性(见下图) ，当 2 (H/h) 2 2 ，特性曲线有一段负刚度区域，即随着 变形增加载荷反而减小；该特性很适于作为离合器的压紧弹簧，可以利用其负刚 度区使分离离合器时

29、载荷下降，以达到操纵省力的目的。图 5-2 H/h 对膜片弹簧弹性特性的影响 9 而实际的工作要求中，兼顾操纵简单和压紧力的落差不致过于灵敏，离合器膜片 弹簧一般取 (H/h) 2，板厚 h为 2 4mm。取h =，H/h =2，得 H =5mm， h = 。5.3.2 R 和 R/r 值的选择要根据结构的要求和摩擦片的尺寸大小来选择膜片弹簧的大端半径R，R/r 的选定 影响材料利用效率，该比值越小，则弹簧材料的利用效率越好。对于汽车离合器 膜片弹簧，通常取 R/r =此次设计取 R/r = ， r 大于摩擦片平均半径 Rc，其中：RcDd45-9)由式 5-9 计算得 Rc=85mm，故取

30、r =86mm；因为 =，故取 R =108mm。5.3.3 膜片弹簧在自由状态下圆锥底角的选择应在 10 14范围内arctan H (R r ) H (R r) 12.8 ， 符合要求。5.3.4 分离指数目 n 和切槽宽 、 及半径 re 的选 取 分离指的数目 n 常取为 18； 1=； 2 =910mm； re 的取值应满足( r-re ) 2 要求。取分离之数目 n =18 ， 1 , 2 =10mm；为 re 满足 r -re 2，取 re r - 2 =86-10=76mm，可取： re 76mm。5.3.5 膜片弹簧小端内半径 及分离轴承作用半径 的确定 由离合器结构决定，膜

31、片弹簧小端内径最小值应大于变速器第一轴花键的外径 D ； rf 应大于 ri 。由 D 2ri ，则取 ri 15mm再, 取分离轴承 rf 18mm。5.3.6 压盘加载点半径 R1 和支承环加载点半径 r1 的确定r1 和 R1的取值将影响膜片弹簧的刚度。 r1 应略大于 r 且尽量接近 r ；R1应略小 于 R 且尽量接近于 R。故选择： r1 87mm， R1 107mm。5.3.7 膜片弹簧工作点位置的选择汽车离合器膜片弹簧特性曲线如图 5-3 所示， 选择好曲线上的几个特定工作点的 位置很重要。曲线上拐点 H对应膜片弹簧压平位置，且1H ( 1M 1N)2 。图 5-3 膜片弹簧工

32、作点位置图 2 新离合器处于接合的时候， 一般在点 M与点 H 之间选取膜片弹簧工作点 B，为了保 证其压紧力从 P1B 到 P1A变化不大，摩擦片在最大磨损限度范围内应该选取1B (0.8 1.0) 1H 。膜片弹簧在分离的情况下点从 B变到 C，而 C点之所以要靠近 N 点。是为了尽量地减小踏板力。膜片弹簧强度计算5.4.1 P- 图碟形弹簧的形状如以锥型垫片，它具有独特的弹性特征，广泛应用于机械制造业中。膜片弹簧是具有特殊结构的碟形弹簧，在碟簧的小端伸出许多由径向槽隔开的挂状部分分离指。膜片弹簧的弹性特性与尺寸如其碟簧部分的碟形弹簧完全相同（当加载点相同时） 。因此，碟形弹簧有关设计公式对膜片弹