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速腾轿车离合器设计

速腾轿车离合器设计

第一章离合器国内外发展概况

对于以内燃机为动力的汽车,离合器在机械传动系中作为一个独立的总成而存在的,它是汽车传动系中直接与发动机相连的总成。目前,各种汽车广泛采用的摩擦离合器是一种依靠主、从动部分之间的摩擦来传动力且能分离的装置。它主要包括主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构等四部分。

随着汽车发动机转速、功率的不断提高和汽车电子技术的高速发展,人们对离合器的要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发,传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式膜片弹簧离合器结构发展,传统的操纵形式正向自动操纵形式发展。因此,提高离合器的可靠性和延长其使用寿命,适应发动机的高转速,增加离合器传递转矩的能力和简化操纵,已成为离合器的发展趋势。传统离合器分有拉线和液压式两种,自动离合器也分为两种:机械电机式自动离合器和液压式自动离合器。机械电机式自动离合器的ECU汇集油门踏板、发动机转速传感器、车速传感器等信号,经处理后发送指令驱动伺服马达,通过拉杆等机械形式驱使离合器动作;液压式自动离合器则是由ECU 发送信号驱动电动液压系统,通过液压操纵离合器动作。

液压式自动离合器在目前通用的膜片离合器的基础上增加了电子控制单元(ECU)和液压执行系统,将踏板操纵离合器油缸活塞改为由开关装置控制电动油泵去操纵离合器油缸活塞。变速器控制单元(ECU)与发动机控制单元(ECU)是集成在一起的,根据油门踏板、变速器档位、变速器输入/输出轴转速、发动机转速、节气门开度等传感器反馈信息,计算出离合器最佳的接合时间与速度。

自动离合器的执行机构由电动油泵、电磁阀和离合器油缸组成,当ECU发出指令驱动电动油泵,电动油泵产生的高压油液通过电磁阀输送到离合器油缸。通过ECU控制电磁阀的电流量来控制油液流量和油液的通道变换,实现离合器油缸活塞的移动,从而完成汽车起动、换档时的离合器动作。

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第二章离合器的功用及工作原理

离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成,其主要功用是:

(1)汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合,确保汽车平稳起步;

(2)在换挡时将发动机与传动系分离,减少变速器中换挡齿轮之间的冲击;

(3)限制传动系所承受的最大转矩,防止传动系各零件因过载而损坏;

(4)有效地降低传动系中的振动和噪声。

发动机发出的转矩,通过飞轮及压盘与从动盘接触面的摩擦作用,传给从动盘。当驾驶员踩下离合器踏板时,通过机件的传递,使膜片弹簧大端带动压盘后移,此时从动部分与主动部分分离。

一汽大众速腾轿车离合器设计,选择了单片膜片弹簧离合器,并采用推式离合器。

离合器在膜片弹簧上,靠中心部分开有18个径向切口,形成18个分离指,起弹性杠杆作用。膜片弹簧两侧有钢丝支承圈,安装在离合器盖上。在离合器盖未固定到飞轮上时,膜片弹簧不受力,处于自由状态。此时离合器盖与飞轮安装面有一距离l。当见个离合器盖用螺钉固定到飞轮上时,由于离合器盖靠向飞轮,钢丝支承圈压膜片弹簧使之发生弹性变形(锥角变小)。同时,在膜片弹簧被压在钢丝支承圈上,其径向截面以支承圈为支点转动(膜片弹簧呈反锥形),于是膜片弹簧外端右移,并通过分离弹簧钩拉动压盘使离合器分离。随着电子技术在汽车上应用,一种自动离合器系统也进入了汽车领域。这种由控制单元(ECU)控制的离合器已经应用在一些轿车上,使手动变速器换档的一个重要步骤—离合器的断开与接合能够自动地适时完成,简化了驾驶员的操纵动作。

传统离合器分有拉线和液压式两种,自动离合器也分为两种:机械电机式自动离合器和液压式自动离合器。机械电机式自动离合器的ECU汇集油门踏板、发动机转速传感器、车速传感器等信号,经处理后发送指令驱动伺服马达,通过拉杆等机械形式驱使离合器动作;液压式自动离合器则是由ECU发送信号驱动电动液压系统,通过液压操纵离合器动作。

液压式自动离合器在目前通用的膜片离合器的基础上增加了电子控制单元(ECU)和液压执行系统,将踏板操纵离合器油缸活塞改为由开关装置控制电动油泵去操纵离合器油缸活塞。变速器控制单元(ECU)与发动机控制单元(ECU)是集成在一起的,根据油门踏板、变速器档位、变速器输入/输出轴转速、发动机转速、节气门开度等传感器反馈信息,计算出离合器最佳的接合时间与速度。

自动离合器的执行机构由电动油泵、电磁阀和离合器油缸组成,当ECU发出指令驱动电动油泵,电动油泵产生的高压油液通过电磁阀输送到离合器油缸。通过ECU控制电磁阀的电流量来控制油液流量和油液的通道变换,实现离合器油缸活塞的移动,从而完成汽车起动、换档时的离合器动作。

第三章设计方案的分析与确定

离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成,其主要功用是切断和实现对传动系的动力传递,以保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合,确保汽车平稳起步;在换挡时将发动机与传动系分离,减少变速器中换挡齿轮之间的冲击;在工作中受到大的动载荷时,能限制传动系所承受的最大转矩,防止传动系各零件因过载而损坏;有效地降低传动系中的振动和噪声。

为了保证离合器具有良好的工作性能,对汽车离合器设计提出如下基本要求:

1)在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩,并有适当的转矩储备。

2)接合时要平顺柔和,以保证汽车起步时没有抖动和冲击。

3)分离时要迅速、彻底。

4)离合器从动部分转动惯量要小,以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击,便于换挡和减小同步器的磨损。

5)应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果,以保证工作温度不致过高,延长其使用寿命。

6)应使传动系避免扭转共振,并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声的能力。

7)操纵轻便、准确,以减轻驾驶员的疲劳。

8)作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小,以保证有稳定的工作性能。

9)应有足够的强度和良好的动平衡,以保证其工作可靠、寿命长。

10)结构应简单、紧凑、质量小,制造工艺性好,拆装、维修、调整方便等。

摩擦离合器主要由主动部分(发动机飞轮、离合器盖和压盘等)、从动部分(从动盘)、压紧机构(压紧弹簧)和操纵机构(分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等)四部分组成。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的基本结构,操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。

随着汽车发动机转速和功率的不断提高、汽车电子技术的高速发展,人们对离合器的要求越来越高。从提高离合器工作性能的角度出发,传统的圆柱弹簧离合器已经不太被人们所认可,因为人们对离合器的工作性能有着更高的要求,因此就产生了膜片弹簧离合器,它的性能更加的可靠,更能满足人们的要求。

选择膜片弹簧压紧,有以下一系列优点:

1、膜片弹簧具有较理想的非线性特性,弹簧压力在磨擦片磨损范围内基本保持不变,因而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变。

2、高速旋转时,弹簧压紧力降低很少,性能较稳定。

3、膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用,结构简单、紧凑,轴向尺寸小,零件数目少,质量小。

4、易于实现良好的散热通风,使用寿命长。

5、膜片弹簧以整个圆周与压盘接触,使压力分布均匀,使压力分布均匀,摩擦片接触良好,磨损均匀。

6、膜片弹簧中心与离合器中心线重合,平衡性好。

同时,当膜片弹簧磨损到一定程度的时候,膜片弹簧离合器的压紧力下降很小,而圆柱弹簧离合器的压紧力下降很大,严重影响了离合器的使用性能。离合器分离时,在同一工作点位置时,采用膜片弹簧离合器的踏板力要远远小于圆柱弹簧离合器的踏板力,从而增加了驾驶员的操纵轻便性。

因此,采用膜片弹簧离合器。

从提高离合器工作性能的另一个角度出发,传统的操纵形式正向自动操纵的形式发展。因此,提高离合器的可靠性和使用寿命,适应高转速,增加传递转矩的能力和简化操纵,已成为离合器的发展趋势。

推式膜片弹簧离合器是目前汽车离合器中比较流行的新结构。它克服了拉式膜片弹簧离合器分离轴承的结构复杂和拆装较困难的缺点。

推式膜片弹簧是一种传统的膜片弹簧离合器,使其结构简单、紧凑。零件数目更少,质量更小。它是以中部与压盘相压,在同样压盘尺寸下可采用直径较小的膜片弹簧,从而可以减小离合器的总体尺寸。而并不增加踏板力,在接合和分离状态下,离合器盖的变形量小,刚度大,故分离效果更高,拉式杠杆比大于推式杠杆比,传动效率更高,使用寿命长,它的分离与分离轴承套筒总成装在一起,需专门分离轴承,结构复杂。

推式摸片弹簧结构简单,安装拆卸较简单,分离行程比拉式小。

故选择推式膜片弹簧。

第四章离合器总布置设计

4.1 从动盘数的选择

从动盘数由计算尺寸查《汽车设计标准资料手册》取标准。

磨擦片材料的选择:选择粉末冶金材料制成的。

摩擦片在性能上应满足如下要求:磨擦系数比较稳定,工作温度,磨损速度,单位压力的变化对其影响要小,足够的机械强度和耐磨性,热稳定性好,磨合性能好,密度要小,有利于结合平顺,长期停放,离合器磨擦面间不发生“粘着现象”。

摩擦片与从动盘片的连接用铆钉联接。

从动盘具有轴向弹性,可改变离合器性能,使离合器接合柔和,减小冲击,磨擦面接触较为均匀,磨损较小,从动毂在变速器第一轴花键上易于滑动。

单片离合器结构简单,尺寸紧凑,散热良好,维修调整方便,在使用时能保证分离彻底,接合平顺。

多片离合器分离不彻底,轴向尺寸大,质量大,易烧坏摩擦片。

故选择单片离合器。

4.2 压紧弹簧形式选择

周置弹簧由于受离心力作用而向外弯曲,使弹簧压紧力下降,离合器传递扭矩的能力降低,另外,弹簧压到它定位面上,造成接触部位严重磨损,会出现弹簧断裂现象。

中央弹簧此结构轴向尺寸大。

斜置弹簧在重型汽车上使用,突出优点是工作性能十分稳定,踏板力较小。

膜片弹簧弹簧压力在摩擦片允许范围内基本不变,能保持传递的转矩大致不变,另外它兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用,使结构简单紧凑,轴向尺寸小,质量小。由于它大断面环形与压盘接触,其压力分布均匀,摩擦片磨损均匀,提高使用寿命,平衡性好。

故选择膜片弹簧。

4.3 压盘驱动形式选择

窗孔式、销钉式、键块式它们缺点是在联接件间有间隙,在驱动中将产生冲击噪声,而且零件相对滑动中有摩擦和磨损,降低离合器传动效率。

传动片式此结构中压盘与飞轮对中性好,使用平衡性好,简单可靠,寿命长。

故选择传动片式。

4.4 分离时离合器受力形式选择

推式膜片弹簧是一种传统的膜片弹簧离合器,使其结构简单、紧凑。零件数目更少,质量更小。它是以中部与压盘相压,在同样压盘尺寸下可采用直径较小的膜片弹簧,从而可以减小离合器的总体尺寸。而并不增加踏板力,在接合和分离状态下,离合器盖的变形量小,刚度大,故分离效果更高,拉式杠杆比大于推式杠杆比,传动效率更高,使用寿命长,它的分离与分离轴承套筒总成装在一起,需专门分离轴承,结构复杂。

推式摸片弹簧结构简单,安装拆卸较简单,分离行程比拉式小。

故选择推式膜片弹簧。

4.5 扭转减振器

它能降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度,调谐传动系扭振固有频率,增加传动系扭振阻尼,抑制扭转共振响应振幅,并衰减因冲击而产生的瞬态扭振,控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器的扭振与噪声,缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。

故要有扭转减振器。

4.6 分离轴承的选择

根据《汽车实用技术手册》选单向拉力轴承,分离轴承与分离杠杆通过轴承外圈联接,轴承内圈通过挡圈与膜片弹簧锁止在一起,分离轴承与分离杠杆间有轴向滑动,同时也有径向滑动。

4.7 离合器的散热通风

实验表明,磨擦片的磨损是随压盘的温度的升高而增大的,温度超过180℃~200℃时,磨擦片磨损急剧增加.正常条件下,压盘表面工作温度在180℃以下。

改善离合器结构措施有:在压盘上设散热筋和毂风筋,在离合器盖上开较大的通风口;在离合器外窗设有通风窗,在离合器外壳内装一导流罩,加强通风,使工作温度保持在180℃以下。

第五章 主要零部件设计计算和验算

5.1 摩擦片的设计 一、参数选择

1.摩擦片数——单片

2.摩擦面数——2=Z 二、摩擦片设计计算

摩擦片外径D 与内径d

3

3

0max

)

1(12c fzp T D e -=πβ β——后备系数 取=β 1.4

f ——摩擦因数 取=f 0.25

0p ——摩擦片单位压力 取=0p 0.3

c ——摩擦片内、外径之比 取=c 0.65

33

0max )1(12c fzp T D e -=πβ=-???????=333

)

65.01(3.0225.014.3101454.112172mm 根据国家标准取摩擦片外径=D 200mm, 摩擦片内径=d 140mm 摩擦片平均半径C R

854

40

12004=+=+=

 d D R C mm 三、离合器静摩擦力矩Tc :

228)65.01(2003.0225.012

14

.3)1(12

33330=-????=

-=

c D fZp Tc π

N ·m 四、后备系数β:

==max /e C T T β228/145=1.57

后备系数β的取值范围: 1.2≤β≤1.7 符合要求 五、约束条件: 1、摩擦片外径D

应使最大圆周速度D υ不超过65~70m/s

=?=

-3max 1060D n e D πυ≤=???-8.6210200600060

14.33 65~70m/s 符合要求 2、摩擦片内径d

必须大于减速减振器弹簧位置直径02R 约50mm 即 5020+>R d mm

=0R (0.60~0.75)422/1406.02/=?=d mm

所以 1345020=+R mm 符合要求 3、单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值 []02

20)

(4C C

C T d

D Z T T ≤-=

π

[]02220007.0)

140200(214.3228

4C C T mm Nm T ≤=-???=

=0.3m m Nm 符合要求 5.2 膜片弹簧的弹性特性及膜片弹簧基本参数的选择

一、膜片弹簧基本参数的选择: 1、比值h

H 和h 的选择

h

H

一般为1.5~2.0,板厚h 为2~4mm 。

取2.2=h mm, 8.1=h

H ,则96.38.12.2=?=H mm

2、r

R 比值和R 、r 的选择

r R

一般为1.20~1.35。

取90=R mm, 3.1=r

R , 则703

.1963

.1===R

r mm

3、α的选择 ()()?=-=-≈

-=2.11709096

.3)

(arctan r R H

r R H

α =α9°~15°满足要求

4、分离指数目n 的选择 取18=n

5、膜片弹簧小端内半径0r 及分离轴承作用半径f r 的确定

0r 由离合器的结构决定,其最小值应大于变速器第一轴花键的外径。f r 应大于0r 。 取200=r mm, 22=f r mm

6、切槽宽度1δ、2δ及半径e r 的确定

=1δ 3.2~3.5mm,=2δ9~10mm, e r 的取值应满足2δ≥-e r r 的要求。 取5.31=δmm, =2δ10mm, =e r 58mm

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图5.2-1膜片弹簧

7、压盘加载点半径1R 和支承环加载点半径1r 的确定

1r 应略大于r 且尽量接近r ,1R 应略小于R 且尽量接近R

取881=R mm, 721=r mm 二、约束条件

1、弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围

.5/5.3100/27035.1/20.10≤≤≤≤≤≤r R h R r R 5

.420/90/782.2/902/23

.170/90/0===?===r R h R r R 符合要求

2、为使摩擦片上的压紧力分布比较均匀,推式膜片弹簧的压盘加载点半径1R 应位于摩擦片的平均半径与外半径之间。即

()2/4/1D R d D ≤≤+

1009085≤≤ 符合要求

3、根据弹簧结构布置要求, 1R 与R ,1r 与r ,f r 与0r 之差应在一定范围内,即

40607

1011≤-≤≤-≤≤-≤r r r r R R f 2

22

011=-=-=-r r r r R R f 符合要求 4、膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用,因此其杠杆比应在一定范围内先取,即 拉式: 5.43.21

11≤--≤r R r r f

12.372

9022

72=-- 符合要求

5.2-2 膜片弹簧自由状态 三、膜片弹簧的弹性特性的计算

根据汽车设计的分析,膜片弹簧的特性与其碟形部分的弹性是相当的,在碟形

弹簧的力学分析中有如下的关系式:

()()

??

????+???? ??---???? ??----??????-==21111112

1121112ln 16h r R r R H r R r R H r R r

R E f F λλμλπλ 式中:1F ——膜片弹簧在离合器压盘支承处的载荷(N )

1λ——膜片弹簧在压盘支承处的变形量,也即压盘的行程(mm )

E ——弹性模量 对钢取510058.2?=E MPa

μ——材料的泊松比 对60si2MnA 取25.0=μ

把膜片弹簧的有关尺寸参数代入公式中经过计算以后,可得与之间的对应数量关系。也可以画成弹性特性,曲线见下图。

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5.2-3 子午断面绕中性点的转动

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5.2-4 弹性特性曲线

四、离合器的后备系数β

由膜片弹簧弹性特性曲线得出弹簧变形量M 1λ与N 1λ的值,031.21=M λmm,

316.41=N λmm,由于()2111N M H λλλ+=,且一般=B 1λ(0.8~1.0)H 1λ

取9.011=H

B λλ,则=B 1λ 3.17mm.

则由膜片弹簧的特性可得离合器压盘加于摩擦片的工作压力4000=∑F N 由汽车设计 max

e C M Z

R F ∑=

μβ

式中 μ——摩擦片的摩擦系数 取0.3

Z ——摩擦面数目摩擦片 取2

C R ——平均半径 取86

将各值代入,则可算出后备系数β

42.1145000

2

8640003.0=???=

β在取值范围内

5.3 膜片弹簧的强度验算

根据摩片弹簧的强度分析理论,其最大的应力值可由下式计算

r t B σσσ+=

其中 (

)

()?

??

?????????+----=

?α?μσ22122h r e r e r E

t ()2

2

6h

nb F r r r f r -=

σ

式中 n —— 分离指数目 18=n

r b —— 一个分离指的根部宽度 1018

18

10582=?-?=

πr b mm

e —— 中性点的半径 34.7670

90ln 70

90ln =-=-=

r R r R e mm ?—— 弹簧部分子午断面的转角

α—— 弹簧部分自由状态的圆锥底角 rad 195.0=α

最大应力时的子午断面转角?

()()

368.07034.7622

..2195.02=-?+=-+=r e h α?rad

代入式中可求t σ

()

()?

????????????+?--?-?-?=368.022.2195.07034.76368.027034.76703.0110058.22

25t σ 9103.1?-=N/m 2

根据膜片弹簧的计算公式可求

1280400022

7272

881112=?--=--=

∑F r r r R F f N

设取离合器在分离状态的2F 为2211N 则 ()72

102.192

.21018128022706?=???-?=

r σ N/m 2

最大应力 14921921300=+=+=r t B σσσMpa<[B σ]=1500~1700MPa

5.4 扭转减震器的参数选择与计算:

极限转矩:Tj=(1.5-2.0)Temax=2.0×145=290 N.m

扭转角刚度:K ≤Tj=13×290=3770

阻尼摩擦转矩: T μ=(0.06-0.17)Temax=0.12Temax=17.4N.m 预紧转矩:Tn=(0.05-0.15)Temax 且 Tn ≤T μ Tn=14.5N.m 扭转弹簧中心半径:Ro=(0.6-0.7)d/2=42mm 扭转弹簧个数:D=200 Z=4-6 个 所以取 Z 为 6

5.5离合器从动盘毂花键的强度验算:

查标准取: 外径29'=花D mm, 内径23'

=花d mm, 齿数10=花Z

花键有效长度 25=l mm

花键齿工作高度 ()

()323292

121'

'=-=-=

花花d D h mm 发动机最大扭矩 145max =e T N ·m 花键的挤压应力压σ l

h Z P

花花压=

σ

1100023

2910145443

'max =+??=+=花花d D T P e N 33.725

310211000

=???==

l h Z P 花花压σMPa<[C σ]

5.6其他关键部件的结构设计:

压盘:厚度 15—20 mm 取 h=15 D=200 d=140

温升 t= γW/mc = 3 ℃< 8—10 ℃

其中 m=ρV =1.87 kg W=5293 c=481.4J/kg.℃γ=0.5

传动片: 3组,每组2片,每片厚度为 1 mm。

支撑环:直径 4 mm。

分离轴承:按照标准取。

扭转减震器弹簧:按标准取大径为 16mm ,直径为4mm。

扭转减震器限位销:按标准取 d=10mm。

第六章结论

离合器为推式膜片弹簧离合器,它具有结构简单、紧凑,零件数目少,质量小;在同样压盘尺寸的条件下可采用直径较大的膜片弹簧,提高了压紧力与传递转矩的能力,并且不增大踏板力。做了摩擦片和膜片弹簧的设计及校核基本符合要求,在传递相同的的转矩时可采用尺寸较小的结构;在接合或分离状态下,离合器盖的变形量小,刚度大,分离效率较高,踏板操纵更轻便;不产生冲击和噪声,使用寿命长等优点。计算数据与实际数据基本符合,达到了设计要求。

设计体会

通过两个礼拜的汽车离合器设计,使我加深了对离合器功能和原理的理解,掌握了离合器设计的全部过程,加强了自己的职业技能,对未来的工作生活奠定了坚实的基础。虽然课程设计的时间短暂,但我严格要求自己,按照老师的要求认真完成任。培养了独立学习和自学等的多项能力。

再次感谢我们的指导老师和同学们的帮助,是老师不辞辛苦的悉心教导,才使我的设计能够如期完成,这次设计的过程更让我学到了很多。

参考文献

[1] 王望予.汽车设计 .第4版.吉林大学.北京:机械工业出版社,2006年1月

[2] 吴宗泽.机械零件设计手册. 北京:机械工业出版社,2003年11月

[3] 陈家瑞. 吉林大学汽车工程系.汽车构造.第四版. 北京:人民交通出版社,2003年

12月

[4] 龚微寒.汽车现代设计制造. 北京:人民交通出版社,1995年8月

[5] 机械设计手册编委会编著.第3版.机械设计手册/第1卷. 北京:机械工业出版

社,2004年8月

附录

clc %清理屏幕

clear %清理内存

%参数输入

E = 2.1e5; %材料的弹性模型(MPa)

nu = 0.3; %材料的泊松比

R = 90; %自由状态下碟片大端半径(mm)

r = 70; %自由状态下碟片小端半径(mm)

h = 2.2; %膜片弹簧钢板厚度(mm)

H = 4; %自由状态下碟片内截锥高度(mm)

R1 = 88; %压盘加载位置半径(mm)

r1 = 72; %支撑环加载位置半径(mm)

lamd1 = 0:0.001:10; %膜片弹簧轴向变形量

P1=(pi*E*h.*lamd1/(6*(1-nu^2))).*log(R/r)/(R1-r1)^2.*((H-lamd1*(R-r)/(R1-r 1)).*(H-lamd1/2*(R-r)/(R1-r1))+h^2);

plot(lamd1,P1)

grid on

axis([0 10 0 8000])

xlabel('变形量[mm]')

ylabel('工作压力[N]')

hold on