彈簧設（shè）計的任（rèn）務是要（yào）確定彈簧絲直徑d、工作圈數n以及其（qí）它幾何尺寸，使得能滿足強度約束（shù）、剛度約束及穩定性約束條件，進一步地（dì）還要求相應的設計指標(如體積、重（chóng）量、振動穩定性（xìng）等)達到最好。

具體設計步驟為：先根據工作條件、要求等，試選彈簧選材、彈簧指數C。由於（yú）sb與d有關，所以往往還要事先（xiān）假定彈簧絲的直徑d。接下來計算（suàn）d、n的值及相應的其它幾何尺寸，如果所得結果與設計條件不符合，以上過程要重複進行。直到求得滿足所有約束條（tiáo）件的解即（jí）為本問（wèn）題的一個可行方案。實際問題中，可行方案是不唯一的，往往需（xū）要從多個可行方案中求得（dé）較優解。

例12-1設計一圓柱形（xíng）螺旋壓縮彈簧，簧絲剖麵為圓形。已知最小載荷Fmin=200N，最大載荷Fmax=500N，工作（zuò）行程h=10mm，彈簧Ⅱ類工作，要求彈簧外（wài）徑（jìng）不（bú）超過28mm，端部（bù）並緊磨平。

解：

試算(一（yī）)：

(1)選擇彈簧材料和許用應力（lì）。選用（yòng）C級碳素彈簧鋼絲。

根據外徑要求，初選C=7，由（yóu）C=D2/d=(D-d)/d得（dé）d=3.5mm，由表1查得sb=1570MPa，由表2知：[t]=0.41sb=644MPa。

(2)計算彈簧絲直（zhí）徑（jìng）d

由式得K=1.21

由式得d≥4.1mm

由此可知，d=3.5mm的（de）初（chū）算值不滿（mǎn）足強度約束（shù）條（tiáo）件，應重新計算。

試（shì）算(二)：

(1)選擇彈（dàn）簧（huáng）材料同上。為取得較（jiào）大的I>d值，選C=5.3。

仍由C=(D-d)/d，得d=4.4mm。

查表1得sb=1520MPa，由表2知[t]=0.41sb=623MPa。

(2)計算彈簧絲直徑d

由式得K=1.29

由式得d≥3.7mm。

可知：I>d=4.4mm滿足強度約束條件。

(3)計算有效工作圈數n

由圖1確定變形量λmax：λmax=16.7mm。

查表2，G=79000N/mm2，

由式得n=9.75

取n=10，考慮兩端各並緊一圈，則總圈數n1=n+2=12。至此，得到了一個滿足強度與剛度約（yuē）束（shù）條件的可行方案，但考（kǎo）慮進一步減少彈簧（huáng）外形尺寸與重量，再次進（jìn）行試算。

試算(三)：

(1)仍選以上彈簧材料，取C=6，求得K=1.253，d=4mm，查表1，得sb=1520MPa，[t]=0.41sb=623MPa。

(2)計算彈簧絲直徑。得d≥3.91mm。知d=4mm滿足強度條件（jiàn）。

(3)計算有效工作圈數n。由（yóu）試算(二)知，λmax=16.7mm，G=79000N/mm2

由（yóu）式得n=6.11

取n=6.5圈，仍參考兩端各並緊一圈，n1=n+2=8.5。

這一計算結果即滿足強度與（yǔ）剛度（dù）約束條件，從外形尺寸和重（chóng）量來看，又是一個較優的解，可（kě）將這個解初步確定下（xià）來，以下再計算其它尺寸並作穩定性校核。

(4)確定變（biàn）形量λmax、λmin、λlim和實際最小載荷Fmin

彈（dàn）簧的極限載荷為：

因為工作圈數由6.11改為6.5，故彈簧的變形量和最小載（zǎi）荷也相應（yīng）有所變化。

由式得：

λmin=λmax－h=(17.77-10)mm=7.77mm

(5)求彈簧的節距p、自由高度H0、螺旋升角γ和簧絲展開長度L

在Fmax作用下相鄰兩圈的間距δ≥0.1d=0.4mm，取δ=0.5mm，則無（wú）載荷作用下彈（dàn）簧的節距（jù）為

p=d+λmax/n+δ1=(4+17.77/6.5+0.5)mm=7.23mm

p基本符合在(1/2～1/3)D2的規定範圍。

端麵並緊磨平的彈簧自（zì）由（yóu）高度為

取標準值H0=52mm。

無載荷作用下彈簧的螺旋升角為

基本滿足γ=5°～9°的範圍。

彈簧簧絲的展開長度

(6)穩定性計算

b=H0/D2=52/24=2.17

采用兩端固定支座，b=2.17<5.3，故不會失穩。

(7)繪製（zhì）彈簧特性線和零件工作圖。