汽车离合器设计

1、第一章绪论 错误！未定义书签1.1前言 错误！未定义书签1.2课程设计目的 错误！未定义书签1.3设计要求 错误！未定义书签1.4技术参数及设计要求 错误！未定义书签1.5设计步骤 错误！未定义书签第二章离合器摩擦片参数的确定 错误！未定义书签2.1后备系数B 错误！未定义书签2.2单位压力朮 错误！未定义书签2.3离合器传递的最大静摩擦力矩Tc 错误！未定义书签2.4摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙 t 错误！未定义书签2.5摩擦片参数的选择 错误！未定义书签2.5.1初选摩擦片外径D内径d、厚度b错误！未定义书签2.6离合器基本参数的校核 错误！未定义书签2.6.1最大圆周速度 错误！未

2、定义书签2.6.2 直径误差 错误！未定义书签2.6.3单位摩擦面积传递的转矩Tco 错误！未定义书签错误！未定义书签 第三章膜片弹簧的设计 错误！未定义书签3.1膜片弹簧的基本参数的选择 错误！未定义书签3.1.1截锥高度H与板厚h和板厚h的选择 错误！未定义书签3.1.2自由状态下碟簧部分大端 R小端r的选择. 错误！未定义书签3.1.3膜片弹簧起始圆锥底角:的选择 错误！未定义书签3.1.4分离指数目n的选取 错误！未定义书签3.1.5切槽宽度“、：2及半径re 错误！未定义书签3.1.6压盘加载点半径 R和支承环加载点半径*的确定 错误！未定义书签3.1.7膜片弹簧工作点位置的选择 错

3、误！未定义书签3.1.8膜片弹簧材料 错误！未定义书签3.2膜片弹簧的弹性特性曲线 错误！未定义书签3.3膜片弹簧的相关参数如表3-1 错误！未定义书签第四章 扭转减振器的设计 错误！未定义书签4.1扭转减振器主要参数 错误！未定义书签4.1.2扭转刚度 错误！未定义书签4.1.3阻尼摩擦转矩T.i 错误！未定义书签4.1.4 拉紧力矩Tn 错误！未定义书签4.1.5减振弹簧的位置半径Ro 错误！未定义书签4.1.6减振弹簧个数Zj 错误！未定义书签4.2减振弹簧的计算 错误！未定义书签4.2.1减振弹簧的分布半径R1 错误！未定义书签4.2.2单个减振器的工作压力P 错误！未定义书签4.2.

4、3减振弹簧尺寸 错误！未定义书签第五章离合器其它主要部件的结构设计 错误！未定义书签5.1从动盘毂的设计 错误！未定义书签5.2从动片的设计 错误！未定义书签5.3离合器盖结构设计的要求： 错误！未定义书签5.4压盘的设计 错误！未定义书签5.5压盘的结构设计与选择 错误！未定义书签第六章参考文献 错误！未定义书签第一章 绪论1.1 前言 对于内燃机为动力的汽车，离合器在机械传动系中是作为一个独立的总成而存在 的，按动力传递顺序来说，离合器应是传动系中的第一个总成。目前，目前汽车上广泛 采用弹簧压紧的摩擦式离合器，摩擦离合器是一种依靠主、从动部分之间的摩擦来传递 动力且能分离的装置。 它主要包

5、括主动部分、 从动部分、 压紧机构和操作机构等四部分。离合器是设置在发动机与变速器之间的动力传递机构，其主要功用是：切断和实现 发动机对传动系的动力传递，保证汽车起步时将发动机与传动系统平顺地结合，确保汽 车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系统分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击； 在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系统所承受的最大转矩，以防止传动系各零 部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。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

6、，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。1.2 课程设计目的汽车设计课程是培养学生具有汽车设计能力的专业基础课， 课程设计则是学生在学 习了汽车构造、汽车设计等课程后一项重要的实践性教学环节，基本的目的是： 通过课程设计，综合运用汽车设计课程和其它选修课程的理论和实践知识，解决 汽车设计问题，掌握汽车设计的一般规律，树立正确的设计思想，培养分析和解决实际 问题的能力。 学会分析和评价汽车及各总成的结构与性能，合理选择结构方案及有关参数，掌 握一些汽车主要零部件的设计与计

7、算方法。 学会考虑所设计部件的制造工艺性、使用、维护、经济和安全等问题，培养汽车 设计能力 。 通过计算，绘图，熟练运用标准，规范，手册，图册和查阅有关技术资料，进一 步培养学生的专业设计技能。 鼓励学生充分利用计算机进行参数的优化设计， CAD 绘图，锻炼学生利用计算 机进行设计和绘图的能力。1.3 设计要求通过课程设计，对轿车离合器的结构、从动盘总成、压盘和离合器盖总成及膜片弹 簧的设计有比较深入的熟悉并掌握。首先通过查阅文献、上网查阅资料，了解汽车离合 器的基本工作原理，结构组成及功能；通过对车型分析，路况分析和型式分析，制定出 总体设计方案。并对轿车膜片弹簧离合器进一步的认知和建模，并

8、在指导老师的帮助下 完成膜片弹簧离合器设计。为了保证离合器具有良好的工作性能，设计的汽车离合器应满足如下基本要求：（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。 为此，离合器的摩擦力矩应大于发动机最大扭矩；（2）接合平顺、柔和。即要求离合器所传递的扭矩能缓和地增加，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）应具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）应避免汽车传动系共振，具有吸收震动、缓和冲击和减小噪声

9、能力。（7）操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳，尤其是对城市行驶的轿车和公共汽 车，非常重要；（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的变化要尽可能 小，以保证有稳定的工作性能。（9）摩擦式离合器，摩擦衬面要耐高温、耐磨损，摩擦衬面磨损在一定范围内时， 要能通过调整，使离合器正常工作（10）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。（11）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。1.4技术参数及设计要求表1.1车型参数爬坡度最大功率/转速最大转矩/转速车身总质里一档传动比主减速比4574kw/52000rpm155Nm/38000rpm1

10、140kg3.4554.111本次设计要求如下：（1） 离合器装配图一张视图投影准确，结构合理，画法规范，图面整洁，字体按 规定用工程字书写，标题栏及零件明细表完整。（2）零件图（四号图纸，非标准零件由老师指定）要求结构合理，尺寸公差标注规 范，基准选择恰当。（3）课程设计说明书一份（用统一规格）。1.5设计步骤（1）熟悉离合器结构及相关理论知识。（2）根据所给题目进行车型分析，道路情况分析，所设计部件型式分析，进行主要 参考型选择以及设计计算。（3）绘制离合器总成装配图。（4）绘制主要零件图。（5）编写设计说明书。第二章 离合器摩擦片参数的确定2.1后备系数B后备系数B是离合器设计中的一个重

11、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B时，应考虑到摩擦片在使用中磨损后离合器仍能可靠地传递发动 机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系统过载以及操纵轻便等因素。各类汽车离合器B的取值范围见表2-1 o表2-1离合器后备系数3的取值范围车型后备系数3乘用车及最大质量小于 6t的商用车1.20-1.75最大总质里为6-14t的商用车1.50-2.25挂车1.80-4.00根据设计要求本次课程设计的后备系数3 范围为 1.20-4.0, 取 3 =1.2o2.2单位压力-当摩擦片采用不用的材料时，二取值范围见表2-2表2-2摩擦片单位压力 P0的取值范围摩擦片材料单位

12、压力p0/MPa石棉基材料模压0.15-0.25编织0.25-0.35粉末冶金材料铜基0.35-0.50铁基金属陶瓷材料0.70-1.50F0选择：0.仁P0空1.5MPa,本次设计选取2.3离合器传递的最大静摩擦力矩TcTc = 3 Temax = 1.2X155 = 186N m2.4摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙 t摩擦片的摩擦因数f取决于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。各种摩擦材料的摩擦因数f的取值范围见表2-3表2-3摩擦材料的摩擦因数 f的取值范围摩擦材料摩擦因数f石棉基材料模压0.20-0.25编织0.25-0.35粉末冶金材料铜基0.25-0.35铁

13、基0.35-0.50金属陶瓷材料0.4本次设计取f=0.20摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构 尺寸。在前面的设计分析中已经陈述了本次设计选用的是双片推式膜片弹簧离合器，因 此 Z=4。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34mm。本次设计取 t=3mm。2.5摩擦片参数的选择2.5.1初选摩擦片外径D、内径d、厚度b摩擦片外径是离合器基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和寿命，它和离合器所 需传递转矩大小有一定

14、关系。D= 3JITemax片廿 2Po(1 _C3)312*1.2*155*1000；3.14*0.2*4*0.2*(1-0.63) 18mm(2-1)取 D =180mm离合器摩擦片尺寸系列和参数表2-4夕卜径D/mm160180200225250280300325350380405430内径d/mm110125140150155165175190195205220230厚度b/mm3.23.53.53.53.53.53.53.54444c=d/D0.6870.6940.7000.6670.6200.5890.5830.5850.5570.5400.5430.5351- c30.6760.

15、6670.6570.7030.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.847单位面积1061321602213024024665466787299081037摩擦片标准系列尺寸，取 D = 180mm d = 125mm b = 3.5mm c = 0.6942.6离合器基本参数的校核2.6.1最大圆周速度vDnemaxD 104000 180 10 ： 37.6m/s： 70m/s60 60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4000伽巾；D为摩擦片外径径取180 mm ；故符合条件。2.6.2直径误差d摩擦片的内、外径比c应在

16、0.530.70范围内，本次设计取c = - =0.694代入(2-1) 中得D1=176mm, D1与D的误差在13mm之间，符合要求。2.6.3单位摩擦面积传递的转矩Teo4Tc4x1862、Tec =22220.0008(N -m/mm )兀Z(D d ) n x4x (180 -125 )式中，Tc为离合器传递的最大静摩擦力矩 186N m ;T=o =證丙兰皿式中，TC0为单位摩擦面积传递的转矩(N m/mm2);卩皿为其许用值(N m/mm2),按下表2-5选取。表2-5单位摩擦面积传递转矩的许用值离合器规格D/mm< 210A 210 -> 250-325> 3

17、25TJ/XIC20.280.300.350.40当摩擦片外径 D 辽210mm 时，Tc0=0.28N - m/mm2>0.0008N - m/mm2，故符合要求为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功w应小于其许用值w汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功（J）为：n ne ( ma rr221800 i；ig2 23.142000180021140x0.33.4552 4.1112)=11143.0(J)式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功（J）ma为汽车总质量取1140kg；rr为轮胎滚动半径0.3

18、m；i g为汽车起步时所用变速器档位的传动比3.455;i 0为主减速器传动比4.111;ne为发动机转速（r/min）,乘用车ne取2000 r/min;4Wn Z(D2 _d2)2=0.38J/mm4x11143.0223.14x2(180 -125 )式中，W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功取11143J满足 w < w = 0.4 0J/mm 2 要求。摩擦片的相关参数如表2-6摩擦片外径D摩擦片内径d后备系数3厚度b单位压力Po180mm125mm1.23.50.2MPa第三章膜片弹簧的设计3.1膜片弹簧的基本参数的选择3.1.1截锥高度H与板厚h比值H和板厚h的选择

19、h为了保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的H 一般为h1.52.0，板厚h为24mmH 故初选 h=2.4mm,=2.0 贝U H=2.0h=4.8mm.h3.1.2自由状态下碟簧部分大端 R、小端r的选择和R比值r研究表明，R/r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧越硬，弹性特性曲线受直径误差的影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求，R/r 一般为1.21.3。则可取 r=102mm，R=125mm。当 d =1.25 时，摩擦片平均半径 Rc= =18° 125 =76.25(mm)D44对于拉式膜片弹簧的r值，应满足关系r Rc,即r=100mm。故取

20、r=90,再结合实际情况取 R/r=1.2，则R=120mm。3.1.3膜片弹簧起始圆锥底角：的选择:-=arctanH/(R-r)=arctan48(120-100戸 14°，满足 9° 15°的范围。3.1.4分离指数目n的选取取为n=18。3.1.5切槽宽度、学及半径rer =3.2 -3.5mm,、2 =9 -10mm取 1 = 3.2mm,2=10mm,匚满足 r-re>=S 2则 re<=r- S 2=1000=90mm故取 re = 80mm.3.1.6压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r,的确定R和r1需满足下列条件：1 _ R _

21、尺 _ 7故选择 R = 115mm, r1 = 106mm.1D校核:（Dd）乞尺（压紧）4121D（D d）乞J份离）412丄（180125）乞 90 <4丄（180125）乞 82 乞 18042（分离）故满足条件3.1.7膜片弹簧工作点位置的选择膜片弹簧工作点位置如图3.1所示，该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且'1H =（血1n）/2。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B 一般取在凸点M 和拐点H之间，且靠近或在H点处，一般 =（0.8-1.0）卄，以保证摩擦片在最大磨损限度.范围内的压紧力从F1B到Ba变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C为最大限度

22、的减小踏板力，C点应尽量靠近N点1乂1“久 1图3.1膜片弹簧工作点位置3.1.8膜片弹簧材料制造膜片弹簧用的材料，应具有高的弹性极限和屈服极限，高的静力强度及疲劳强 度，高的冲击强度，同时应具有足够大的塑性变形性能。按上述要求，国内常用的膜片 弹簧材料为硅锰钢60Si2MnA。3.1.9膜片弹簧强度计算与应力校核分析表明，B点的应力值最高，通常只计算B点的应力来校核膜片弹簧碟簧的强度。 由参考文献1P65可知B点的应力ctB为ctB =E/ (1 p2) /r(e-r) 蹲一(e-r) a+h/2冊令dB对©的导数等于零，可求出匚tB达到极大值时的转角：卩P = a +h/(er)

23、/2自由状态时碟簧部分的圆锥底角a =0.245 rad;中性点半径 e=(R-r)/ln (R/r)= (96-82) /ln (96/82)=108.629 mm。此时P =0.245+3心08.629-82)/2=0.386 rad离合器彻底分离时，膜片弹簧子午断面的实际转角为f萌=2* 入 1f /(R1-r1)/2=2* 1.4/ (90-82) /2=0.088rad此时f v P，则计算二tB时©取f，所以otB =2.1 为00000/( 1-0.32) /80108.629-98) >0.0882/2-(108.629-98) X 0.245+6X 0.088

24、=-753.5( MPa)br为一个分离指根部的宽度,br =2 n r/n=2 X.14 X2/18=28.6 mm。所以-rB =6X(82- 35) >675.2/ /18>28.6 62) =102.7 / MPa)考虑到弯曲应力-rB是与切向压应力-tB相互垂直的拉应力，根据最大切应力强 度理论，B点的当量应力为-tB "B rtB =102.7( 753.55) =856.25 / MPa)在这次设计中，膜片弹簧材料采用60Si2M nA，所以JB =846.25 MPa符合 (T jB < 15001700MPa的强度设计要求。3.2膜片弹簧的弹性特性

25、曲线假设膜片弹簧在承载过程中，其子午线刚性地绕上地某中性点转动。 向变形为Xi (mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：Pi = f (xi)=単暮1nk竺)仲收1 b )_(Rii)XiR _ rRi - r i22 R r式中，E弹性模量，钢材料取 E=2.06X 105Mpa;b泊松比，钢材料取b=0.3;R自由状态下碟簧部分大端半径，mm ；r自由状态下碟簧部分小端半径， mm ；R1 压盘加载点半径，mm；r i支承环加载点半径， mm ；h膜片弹簧钢板厚度，mm。图形如下：膜片弹簧弹性特性弹性特性曲线图3.23.3膜片弹簧的相关参数如表3-1表3-1截锥咼度H板厚h分离指数n圆底

26、锥角a4.8mm2.4mm18140C第四章 扭转减振器的设计4.1扭转减振器主要参数4.1.1带扭转减振器的的从动盘结构简图如下图4.1所示弹簧摩擦式：图4.1带扭转减振器的从动盘总成结构示意图1从动盘；2减振弹簧；3碟形弹簧垫圈；4紧固螺钉；5从动盘毂；6减振摩擦片7减振盘；8限位销由于现今离合器的扭转减振器的设计大多采用以往经验和实验方法通过不断筛选获得,且越来越趋向采用单级的减振器。极限转矩受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取，Tj=(1.5 2.0) Temax其中，对于乘用车，系数取2.0。贝UT j =2.0 河emax = 2.0 X55= 310 (

27、 N m)4.1.2扭转刚度k -由经验公式初选3 Tj即 k : = < 13T j = 13X310= 4030 (N -m/rad)4.1.3阻尼摩擦转矩T.i可按公式初选I尸(0.060.17) Temax取1=0.1 Temax=0.1 X55=15.5(N m)4.1.4拉紧力矩Tn减振弹簧在安装时都有一定的预紧。Tn满足以下关系：Tn =( 0.050.15) Temax 且Tn - Th = 15.5 N m而 Tn =( 0.050.15) Temax 7.7523.25 N m则初选Tn 20Nm4.1.5减振弹簧的位置半径RoR0的尺寸应尽可能大些，一般取R0 =(

28、0.6 0 0.75)d/2则取 R =0.65d/2=0.65 125/2=40.6(mm),可取为 42mm.4.1.6减振弹簧个数Zj表4-1减振弹簧的选取摩擦片外径D / mm225 250250 325325 350>350Zj4 668810>10当摩擦片外径D乞250mm时,Zj =4 6故取Zj =44.1.7减振弹簧总压力当减振弹簧传递的转矩达到最大值T时，减振弹簧受到的压力F叨F Z/R0 310/(42 W) 7.38(kN)4.1.8极限转角：:本次设计一：二 arctan 京2 = arctan2.542=2. 5R2 = 54.2减振弹簧的计算在初步选定

29、减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相 关的尺寸。4.2.1减振弹簧的分布半径巳巳的尺寸应尽可能大些，一般取巳=(0.6 0 0.75)d/2式中，d为离合器摩擦片内径故R, =0.65d/2=0.65 125/2=40.625(mm),即为减振器基本参数中的 R04.2.2单个减振器的工作压力PP= F/Z=7380/4 ： 1845(N)4.2.3减振弹簧尺寸1)弹簧中径De其一般由布置结构来决定，通常D C =11 15mm故取 DC =12mm2)弹簧钢丝直径dd=38PDc订3 8*1845*12 =4.84mm n*280式中，扭转许用应力可取550600M

30、pa,故取为580Mpad 取 5.0 mm3)减振弹簧刚度k应根据已选定的减振器扭转刚度值 k及其布置尺寸R1确定，即k=403021000R,n2100* 40.62*6*10-6=407.4(N/)4）减振弹簧有效圈数i弹簧的切变模量 G =78500 MPa, E=19600MPa GB/T 1236 76,表 30.2-4Gd438Dc k- 4.2667.85 104 (5.0 10)43338 (12 10 )407.4所以i =4.55）减振弹簧总圈数n其一般在6圈左右，与有效圈数i之间的关系为n=i +（1.5 2）=6减振弹簧最小咼度lmin 二 n（d 、）：1.1dn=

31、 33mm弹簧总变形量P 1845 十二l4.52 mmk 407.4减振弹簧总变形量l。l0 = lminl=33+4.52=37.52mm减振弹簧预变形量T20=l n =0.201mmkZR1407.4 6 40.6减振弹簧安装工作咼度Il =1。- l'=37.52-0.201=37.31mm6）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙'1= R2 sin :式中，R2为限位销的安装尺寸。-1值一般为2.54mm。所以可取为3.8mm, R2为72mm.7) 限位销直径d'd按结构布置选定，一般d' = 9.5 12mm。可取d为10mm8) 选择旋绕比，计算曲度

32、系数根据下表选择旋绕比表4-2旋绕比的荐用范围d/mm0.2 0.40.45 11.1 2.22.5 67 1618 42C7 145 125104 94 84 6确定旋绕比 C =5，曲度系数 K =(4C -1). (4C -4) 0.615 C =1.3扭转减振器相关参数表 4-3极限转矩Tj阻尼摩擦转矩T»预紧转矩Tn减振弹簧的位置半径 n。减振弹簧个数乙216 N m10.8 N m10 N m46mm4第五章离合器其它主要部件的结构设计5.1从动盘毂的设计从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一

33、轴上，花键的迟钝可根据摩擦片的外径D与发动机的最大转矩Temax表5-1从动盘毂花键的尺寸摩擦外D/mm片径发动机最大花键尺寸挤压应力crc/MPa转T emax/(N矩m)齿数n夕卜径D'/mm内径d '/mm齿厚t/mm有效尺长 l/mm160491023183209.81806910262132011.620010810292342511.122514710322643011.325019610352843510.228027510353244012.530030410403254010.532537310403254511.435047110403255013.0本次设

34、计D = 180 mm , Temax= 155N m故选择花键类型为:摩擦片发动机最大转矩T emax/(N m)花键尺寸挤压应力叭/MPa外D/mm径齿数n夕卜径D 7mm内径d'/mm齿厚t/mm有效尺长 l/mm1806910262132011.6花键尺寸选定后应进行挤压应力 J (MPa)及剪切应力j (MPa)的强度校核:8 - emaxD2-d2z n 广】=30M P aj空叱j -15M P aD d z n 丨 b式中：D , d 分别为花键外径及内径，mm；n花键齿数；l , 一emaxb 分别为花键的有效齿长及键齿宽，mm；Z从动盘毅的数目；-ema 发动机最大

35、转矩，N.mm。从动盘毅通常由40Cr ,45号钢、35号钢锻造，并经调质处理，HRC2832。由表3-1选取得：花键齿数n=10; 花键外径D=26mm；键内径d=21mm；键齿宽b=3mm；有效齿长l=20mm；挤压应力二=11.6MPa；校核计算如下：二 _28-em;x(8 155 103)/( 262 - 212) 4 10 20 = 6.60 Mpa D - d znl4T3 jemax = (4 15510 ) /( 2621) 4 103 20 = 4 . 9M) p a(D +d b nibI =6.60MPa ：卜 j L 30MPa ；j =4.99MPa ：打】=15MPa ；符合强