根据碟形弹簧国家标准GB1972-80,碟簧按D/σ、h。/σ(D为碟簧外径、σ为碟簧厚度、h。为A型碟簧的极限行程)的值分为三个系列。每个系列（见表4—7～表4—9）包括两种型式的碟簧尺寸，一种为未减薄无支承面(A型)碟簧的尺寸；另一种为减薄有支承面碟簧的尺寸，两者的外径D、内径d和自由高度H。相同，厚度σ不同。在外加变形量f=0.75h。时，这两种弹簧的载荷相等。在其它变形量时，这两种弹簧的载荷有差异。可以把后一种型式(B型)的碟簧看成是前一种的“等效碟簧”。
   有时，用户向弹簧制造企业提供碟簧的规格尺寸，这时，可根据GB1972-80绘制碟簧工作脚，以指导生产。例如，B型，1级精度，D=100mm，d=50.8mm，σd=5.74mm，H。=8.2mm的碟簧，可标记为：碟簧BIl00×50.8×5.74×8.2GB1972-80。
审核碟簧的工作图较为简单，其主要内容为：
1)几何尺寸是否完备。对于A型（无支承面）碟簧，基本尺寸是，外径D，内径d，材料厚度σ，自由高度H。，对于B型（有支承面）碟簧，除上述基本尺寸外，还应包括上下支承面宽度b。
2)尺寸公差及形位公差是否合乎国家标准。若超过1级精度，需与用户协商。
3)校核碟簧载荷及检查载荷公差是否符合国家标准。载荷P的一般计算公式为：
式中P-碟簧的载荷(N)；
f-单个碟簧的变形量(mm),
σ-碟簧厚度（mm），
D-碟簧外径（mm）
h。-A型碟簧的极限行程(mm)；
a-与直径比C(C=D/d，d为碟簧内径)有关的辅助值，可由式(4-45)计算，也可从图4-24中，根据C值查取(mm2／N)。
一般，碟簧工作图上标注f=0,75ho时的载荷，其计算公式可简化为：
4)校核碟簧的应力，可采用阿尔曼和拉兹罗近似方法。当力作用在图3-12所示的、Ⅲ点位置时，单个碟簧的应力按下列公式计算：
对于弹簧钢，E=205800MPa，μ=0.3，于是，代入E和μ的值，根据c值可制成图4-24所示的曲线，供计算时选取。
具体校核时，并不需要计算上述的四个应力值。对于在静载下工作的碟簧，其可能的失效形式是在最大应力点产生塑性变形，其强度计算是限制σI不大于许用应力(许用应力的选取见前文)。对于在变载荷下工作的碟簧，其主要失效形式为疲劳断裂。实验证明，引起碟簧疲劳破坏的位置都是在碟簧下表面的拉应力区。具体是Ⅱ点还是Ⅲ点最危险，可根据前文介绍的方法确定，然后计算最危险点的应力就行
对于有支承面碟簧的计算，可看成是缩短杠杆臂碟簧的计算(图4—25)。设等效碟簧的厚度为σ′，杠杆比n=l／l1，则等效碟簧的计算仍可应用式(4-39)～式(4-47),但应注意以下几点
1)α、β，γ同无支承面碟簧
2)d以σ′代入，h。以nh*代入，f以f’=nf*代入。此处f*为对应于h*的变形量，即无支承面时的变形量，nf*为对应于h'的变形量(见图4-25)。
3)由于有支承面碟簧的I，Ⅲ点理论位置已不存在，上面或下面已切削部分也有一定影响，故用上述方法获得的载荷和σl、σa均略偏高。

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