重型汽车离合器设计毕业设计论文

河南科技大学

毕业设计（论文）说明书题目重型汽车离合器设计

毕业设计（论文）任务书

（指导教师填表）

填表时间： 06 年 3 月6日

研究所（教研室）主任签字：年月日

摘要

近年来汽车设计和制造技术的进步有目共睹。为了进一步提高产品性能,延长使用寿命,普通机械式离合器技术同样也产生了令人注目的变化。无论从结构特性、产品工艺性能,还是控制技术方面,机械离合器的技术进步从某种程度上反映了设计观念的发展,以及将来可能的技术走势。

本文从理论计算上阐述了如何就汽车离合器的几种不同功能因素：转矩容量、滑磨功及摩擦片强度等几个方面来选择摩擦片数目的方法，并在此基础上提出了建立数学模型进行优化设计，选取参数的另一种方法。

汽车离合器的基本参数主要有离合器的后备系数B、摩擦面单位面积上的压力p0、摩擦片外径D和内径d等,这些参数的变化直接影响离合器的结构尺寸和工作性能。本文采用优化设计方法来确定最佳的离合器基本参数,实例计算表明了该方法的实用性。

在对摩擦离合器进行动力学分析与计算的基础上,概括地论述了它的一些主要设计参数的选取及设计要点,并对其常规的设计方法如类型的选择、型号的确定、承载能力的校核等作了扼要的说明。

关键词:离合器,摩擦片,参数设计,技术发展，摩擦离合器，摩擦力矩

ABSTRACT

Of late years, the development in design and manufacturing technique of automobile is obvious to all. In order to improve product performance and to extend service life,technique on the general machinery clutch produced attentional changes too.The technique development of the machinery clutch, whether its design feature,processing property or control technique, reflected development of the design concept and its future possible technique trend to a certain extent.

The paper expatiates by theoretical calculation the choosing method of friction disks of automotive clutch according to the several function factors such as torque capacity，slip friction work and the strength of friction disk. Based on this，a new method of setting up mathematics model，conducting optimal design and choosing parameters of automotive clutch is proposed.

The basic parameters of clut ch are the backup coefficient β,the pressure per unit area of friction plane p

,the outer diameter of friction plate D, the

inner diameter of friction plated,etc.These parameters affect the structure dimension and performance of clutch directly. This paper determines the optimal basic parameters of clutch with optimum method.The practicability of optimum method is testified by the example.

Based on the dynamics analysis of the rub clutch , this paper introduces the selection of some important design parameter , and the common design methods. It also describes the determination of rub clutch type and the check of its load bearing capability .

KEY WORDS: Clutch,Friction disk,Parameter design,Technique development ，rub clutch ，rub moment

目录

前言

第一章绪论 (6)

§1.1离合器原理及功用 (6)

§1.2离合器类型 (8)

第二章离合器类型的选择和设计计算 (9)

§2.1离合器结构方案分析 (9)

§2.2离合器主要参数的选择 (11)

§2.3离合器磨损寿命的计算 (13)

第三章离合器零件的结构选型及设计计算 (14)

§3.1从动盘总成设计 (14)

§3.2压盘和离合器盖设计 (17)

§3.3圆柱螺旋弹簧设计 (21)

§3.4离合器分离装置设计 (22)

第四章离合器操纵机构系统设计 (26)

§4.1气压助力液压式离合器操纵机构工作原理 (27)

§4.2气压助力液压式离合器操纵机构的计算 (28)

结论 (31)

参考文献 (32)

致谢 (33)

外文翻译 (34)

前言

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，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式结构发展，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。

对轿车和轻型、微型货车而言，发动机的最大转矩一般不大。在布置尺寸允许的条件下，离合器通常只设有一片从动盘。单片离合器结构简单，尺寸紧凑，散热良好，用时能保证分离彻底、接合平顺。

而对于重型汽车，发动机功率不断加大，单片离合器由于受到压紧弹簧结构布置和设计的限制，其转矩容量也受到了限制。为了提高离合器的传扭能力，在重型汽车上可采用双片离合器。由于双片离合器有它的技术优势，即使在离合器单片的转矩容量足够的情况下，有时仍考虑采用双片。从理论上讲，在相同的径向尺寸下，双片离合器的扭转能力和使用寿命是单片离合器的一倍。

第一章绪论

在汽车技术飞速发展的今天,特别是伴随着电子技术在汽车上的广泛应用,汽车传动系有了长足的进步,自动变速器、实时四轮驱动系统、各种电子控制装置的应用,使得当今的传动系早已不可同日而语。作为传动系重要组成部分之一的离合器总成担负着传力、减振和防止系统过载等十分重要的作用。为确保其传力可靠,分离彻底,结合柔顺,减振好,体积小,重量轻,寿命长,制造易,现今的离合器产品无论从性能、结构方面,还是生产制造方式和操纵控制方面,都在发生着诸多的变化。它们大大地优化了离合器各方面的性能,从某种程度上看,这些变化也反映了汽车离合器的发展方向。

§1.1 离合器原理及功用

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。

离合器的主动部分和从动部分借接触面间的摩擦作用，或是用液体作为传动介质（液力偶合器），或是用磁力传动（电磁离合器）来传递转矩，使两者之间可以暂时分离，又可逐渐接合，在传动过程中又允许两部分相互转动。

闭合分离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，传统的推式膜片弹簧离合器结构正逐步地向拉式结构发展，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。

§1. 2 离合器类型

按操作的方式，离合器可分为

(1)外力操纵式：机械操纵式、电磁操纵式、液压操纵式和气动操纵式等。

(2)自动离合器：能够自动进行接合和分离，不需人来操纵。如离心离合器，当转速达到一定值时，两轴能自动接合或分离；安全离合器，当转矩超过允许值时，两轴即自动分离；定向离合器只允许单向传动，反转时即自动分离等等。

离合器的主要类型见表：

第二章离合器基本结构尺寸和参数的选择

§2.1离合器结构方案分析

汽车离合器大多是盘形摩擦离合器，按其从动盘的数目可分为单片、双片和多片三类；根据压紧弹簧布置形式不同，可分为圆周布置、中央布置和斜向布置等形式；根据使用的压紧弹簧不同，可分为圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧离合器；根据分离时所受作用力的方向不同，又可分为拉式和推式两种形式。

§2.1.1 从动盘数的选择

对轿车和轻型、微型货车而言，发动机的最大转矩一般不大。在布置尺

寸允许的条件下，离合器通常只设有一片从动盘。单片离合器结构简单，尺寸紧凑，散热良好，用时能保证分离彻底、接合平顺。

双片离合器与单片离合器相比，由于摩擦面数增加一倍，因而传递转矩的能力较大；在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小。

由于双片离合器有它技术上的优势，即使在离合器单片的转矩容量足够的情况下，有时仍考虑采用双片，主要有以下两个原因：

（1）由于双片允许磨耗掉的体积是单片的2倍（相同的内、外径）故其使用的寿命要长；

（2）由于有两个摩擦片平行工作，离合器接合时从动盘逐步压紧，所以汽车步时很平稳，变速器快速换档时的转矩峰值也较小，可延长变速器寿命。

多片离合器多为湿式，它有分离不彻底、轴向尺寸和质量大等缺点，以往主要用于行星齿轮变速器换挡机构中。但它具有接合平顺柔和、摩擦表面温度较低、磨损较小、使用寿命长等优点，主要应用于重型牵引车和自卸车上。综上所述，本次设计采用双片式离合器。

§2.1.2 压紧弹簧和布置形式的选择

周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧，其特点是结构简单、制造容易，因此应用较为广泛。此结构

中弹簧压力直接作用于压盘上。为了保

证摩擦片上压力均匀，压紧弹簧的数目

不应太少，要随摩擦片直径的增大而增

多，而且应当是分离杠杆的倍数。在某

些重型汽车上，由于发动机最大转矩较

大，所需压紧弹簧数目较多，可将压紧弹簧布置在两个同心圆周上。（如图所示）压紧弹簧直接与压盘接触，易受热退火，且当发动机最大转速很高时，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，离合器传递转矩的能力随之降低。

中央弹簧离合器采用一至两个圆柱螺旋弹簧或用一个圆锥弹簧作为压紧弹簧，并且布置在离合器的中心，此结构轴向尺寸较大。由于可选较大的杠

杆比，因此可得到足够的压紧力，且有利于减小踏板力，使操纵轻便。此外，压紧弹簧不与压盘直接接触，不会使弹簧受热退火，通过调整垫片或螺纹容易实现对压紧力的调整。这种结构多用于重型汽车上。

斜置弹簧离合器的弹簧压力斜向作用在传力盘上，并通过压杆作用在压盘上。这种结构的显著优点是在摩擦片磨损或分离离合器时，压盘所受的压紧力几乎保持不变。与上述两种离合器相比，具有工作性能稳定、踏板力较小的突出优点。此结构在重型汽车上已有采用。

膜片弹簧离合器中的膜片弹簧是一种具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分和分离指组成。

本次设计采用圆周布置式。

§2.1.3 压盘的驱动方式

压盘的驱动方式主要有凸块一窗孔式、销钉式、键块式和传动片式多种。前三种的共同缺点是在联接件之间都有间隙，在驱动中将产生冲击和噪声，而且在零件相对滑动中有摩擦和磨损，降低了离合器传动效率。传动片式是近年来广泛采用的结构，沿周向布置的三组或四组钢带传动片两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，传动片的弹性允许其作轴向移动。当发动机驱动时，钢带受拉；当拖动发动机时，钢带受压。此结构中压盘与飞轮对中性能好，使用平衡性好，使用可靠，寿命长。但反向承载能力差，汽车反拖时易折断传动片，故对材料要求较高，一般采用高碳钢。本次设计采用销钉传力方式。

§2.2 离合器主要参数的选择

在初步确定离合器的结构型式之后，就要确定其基本结构尺寸、参数。主要有以下几个：

（1）摩擦片外径D；

（2）单位压力p；

（3）后备系数β。

在选定这些尺寸参数时，下列一些车辆参数对它们有重大影响：

T=1180N·m；

（1）发动机最大转矩

emex

（2） 整车总质量a m =50t ；

（3） 传动系总的速比 i =13.639；

（4） 车轮滚动半径k r =0.74m 。

§2.2.1 后备系数β的确定

后备系数β保证了离合器能可靠传递转矩的同时，还有助于减少汽车起步时的滑磨，提高离合器的使用寿命。在开始设计离合器时，一般是参照已有的经验和统计资料，并根据汽车的使用条件、离合器结构型式的特点等，初步选定后备系数。汽车离合器的后备系数β推荐如下：

小轿车：β=1.2～1.3；

载货车：β=1.7～2.25；

带拖挂的重型车或牵引车：β=2.0～3.0 。对于重型汽车，由于起步时阻力较大，相对于轿车，其后备功率较小，就要选取较大的后备系数。

本次设计β取2.0 。

§2.2.2 单位压力p 的确定

影响摩擦片磨损的物理因素是pv 。单独考虑p 的大小对摩擦片耐磨耗的影响是没有意义的。对离合器来说，降低p 意味着要增加摩擦片面积，提高了允许磨耗量，直接意义是提高了摩擦片的磨耗使用里程。因此，在一定意义上来说，p 的大小反映了离合器的使用寿命，p 值小，寿命长；p 值大，寿命短。这样，确定摩擦片上的单位压力p 值大小，应和离合器本身工作条、摩擦片的直径大小、摩擦片材料及其品质等因素有关。

对于采用有机材料作为基础的摩擦面片，大型货车及公共汽车D=380～480mm 时，p 约为0.15Mpa ；大的双片离合器p 为0.1Mpa 。

§2.2.3 摩擦片外径D 的确定

摩擦片外径是离合器的基本尺寸,它关系到离合器的结构重量和使用寿命,它和离合器所需传递的转矩大小有一定联系。显然，传递大的转矩，就 需要有大的尺寸。为了能可靠的传递发动机最大力矩max

e T ，离合器的静摩擦力矩c

T 应大于发动机最大转矩max e T ，而离合器传递的摩擦力矩c

T 又

决定于其摩擦面数Z 、摩擦系数f 、作用在摩擦面上的总压紧力∑

P 与摩擦片平均摩擦半径m R 。

根据公式 D = 2R = 2.5 30emax zp f T πβ= 0.4025m = 402.5mm

式中 f －摩擦系数，计算时一般取0.25～0.30，现取0.3。

Z －摩擦面数为4个。

对所选D 的尺寸应符合有关标准（JB1457－74）的规定。经查表本次可选D=405mm 。离合器摩擦片尺寸系列和参数：

摩擦片平均摩擦半径为 m

R =4d D + = 156.25mm

§2.3 离合器磨损寿命的计算

摩擦离合器从动盘摩擦片的磨损，是影响离合器使用寿命的主要原因。对于一定的摩擦材料，摩擦片的磨损量与滑磨功大小有关，但同时受摩擦表面的温度θ和滑磨速度v 影响。

对于汽车离合器磨损寿命里程的计算需要用统计分析的方法解决。步骤如下：

（1） 由汽车一次起步产生的滑磨功L 计算出汽车一次起步磨耗的体积△

V ′

△V ′= w I L （m 3m /次）

式中：w

I －摩擦材料的磨损率m 3m /J ，w I =130×610-m 3m /J L －每次起步产生的滑磨功， L = 0.5a J

0w

0w －离合器开始滑磨时发动机角速度，一般取200rod/s

a J －汽车整车质量转化为相当的转动惯量，a

J =2k 202k a i i r m

a m －为汽车总质量

k r －车轮滚动半径

k i －变速器传动比，Ⅰ档传动比为10.22

将数据代入可得△V ′=0.38865 m 3m /次

（2） 统计出各类汽车在每行驶1公里期间起步得次数，即所谓汽车离合器

得起步频度a n 。对于自卸车一般取0.8～1次/km 。

（3） 计算平均每公里磨耗得体积△V ：

△V = △V ′·a

n =0.35（m 3m / km ）

（4）摩擦片容许得总磨损量V ：

V = A ∑△λ = 145280（m 3m ）

式中，A 为摩擦片面积，m 2m ；∑△λ为所有摩擦片总得最大容许磨损厚度，1.6mm 。

（5） 磨损使用寿命里程S ：

S = V/△V = 322844（km ）

由于实际使用时各离合器的寿命里程总有差异，规定只有当90％的离合器能通过这一里程数时，就定为该离合器的磨损寿命里程。

第三章 离合器零件的结构选型及设计计算

§3.1 从动盘总成

从动盘有两种结构形式：带扭转减振器的和不带扭转减振器的。

不带扭转减振器的从动盘结构简单，重量

较轻。现今汽车上几乎无一例外都采用带扭转

减振器的从动盘，用以避免汽车传动系统的共

振，缓和冲击，减少噪声，提高传动系零件的

寿命，改善汽车行驶的舒适性，并使汽车起步

平稳。 带减震的从动盘总成

不论从动盘是否带有减振器，他们都有从动片、摩擦片和从动盘毂等三个基本组成部分。两者不同之处在于，不带扭转减振器的从动盘中从动片直接铆在从动盘毂上；而在扭转减振器的从动盘中，其从动片和从动盘毂之间却是通过减振弹簧弹性的连接在一起。

本次设计注意了以下几个方面的要求：

（1）为了减少变速器换档时轮齿间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小。

（2）为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布更均匀

等，从动盘应具有轴向弹性。

（3）为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减震器。

（4）要有足够的抗爆裂强度。

§3.1.1 从动片

设计从动片时，要尽量减轻其重量，并

应使其质量的分布尽可能靠近旋转中心，以

获得最小的转动惯量。本次设计为双片离合

器，双片离合器的从动片一般都不做成具有

轴向弹性的形式。因为，双片离合器的接合

过程本身就比较平顺。其次，若双片离合器

从动片都做成弹性的，其结果是要大大增加

踏板的工作行程，才能保证离合器的彻底分离。这样不利于离合器的操纵。

§3.1.2 从动盘毂

发动机转矩是经从动盘毂的花键孔输出，变速器第一轴就插在该花键孔内。从动盘毂和变速器第一轴的花键结合方式，目前都采用齿侧定心的矩形花键。花键之间为动配合，这样，在离合器分离和接合过程中，从动盘毂就能在花键轴上自由滑动。从动盘毂的结构由两部分组成：盘毂和法兰。过去两者直接做成一体，现在国外都做成装配式，以节约材料。

下表是按国际GB1144-1974选定的花键标准，设计时花键的结构尺寸可根据盘外径和发动机转矩选取。

为了保证从动盘毂在变速器第一轴上滑动时不产生歪斜，影响离合器的彻底分离，从动盘毂的轴向长度不宜过小，一般取尺寸与花键外径大小相同，对在艰难情况下工作的离合器，其盘毂的长度更大，可达花键外径的

1.4倍。

花键尺寸选定后应进行强度校核。由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而破坏，所以花键要进行挤压应力计算，当应力偏大时可适当增加花键毂的轴向长度。

挤压应力及剪切应力的计算公式如下：

挤压σ＝nhl P （Mpa ）[]

5.13j =≤σ []

15znlb )d D (4T j emax =≤+=τσ剪切 式中，P-花键的齿侧面压力，N 。由下式确定：

P=

Z d ）‘‘+D (4T emax =25376.344N d ',D '-分别为花键的内径；

Z －从动盘毂的数目；

emex T －发动机最大转矩；

N －花键齿数；

h －花键齿工作高度；h=(D '-d '

)/2

l 、b-花键有效长度及键宽。

将数据代入求得 挤压σ＝7.1Mpa<13.5Mpa

15Mpa 245Mpa .1<=剪切τ

可见满足要求。

§3.1.3 摩擦片

离合器摩擦面片在离合器接合过程中将遭到严重的滑磨，在相对很短的时间内产生大量的热，因此，要求摩擦面片应有下列综合性能：

（1）在工作时有相对较高的摩擦系数；

（2）在整个工作寿命期内应维持其摩擦特性，不希望出现摩擦系数衰退现象；

（3）在短时间内能吸收相对高的能量，具有好的耐磨性能；

（4）能承受较高的压盘作用载荷，在离合器接合过程中表现出良好的性能；

（5）能抵抗高转速下大的离心力载荷而不破坏；

（6）在传递发动机转矩时，有足够的剪切强度；

（7）具有小的转矩惯量，材料加工性能良好；

（8）在整个正常工作温度范围内，和对偶材料压盘、飞轮等良好的兼容摩擦性能；

（9）摩擦副对偶面有高度的容污性能，不易影响它们的摩擦作用；（10）具有优良的性能/价格比，不会污染环境。鉴于以上各点，近年来，摩擦材料的种类的增长极快。

挑选摩擦材料的基本原则是：

（1）满足较高性能的标准；

（2）成本最小；

（3）考虑替代石棉。

本次设计的摩擦片采用石棉基材料。这种编织的面片是由石棉维和铜丝或锌丝的加强，可以说是一种性能比较良好的摩擦材料。在离合器上使用的石棉基摩擦系数大约在0.3左右，其允许的单位压力在0.2Mpa左右。

§3.2 压盘和离合器盖设计

压盘的设计包括传力方式的选择及其几何尺寸的确定两个方面。

§3.2.1压盘几何尺寸的确定

在摩擦片的尺寸确定个后与它摩擦相接触的压盘内、外径尺寸也就基本定下来了。只确定厚度就可以了。

压盘厚度的确定主要依据以下两点：

（1）压盘具有足够的质量

由于用石棉材料制成的摩擦片导热性很差，在滑磨过程中所产生的热主要有飞轮和压盘等零件吸收，为了使每次接合时的温升不致过高，故要求压盘具有足够大的质量来吸收热量。

（2）压盘应具有较大的刚度

压盘应具有足够大的刚度和合理的结构形状，以保证在受热的情况下不致因产生翘曲变形而影响离合器的彻底分离和摩擦片的均匀压紧。

鉴于以上两个原因，压盘一般都做得比较厚（一般不小于10mm ），而且在内缘做成一定锥度以弥补压盘因受热变形后内缘的凸起。

压盘设计时，在初步确定压盘厚度以后，应该校核离合器的温升，它不应超过8～10℃。若温升过高，可适当增加压盘的厚度。

校核计算的公式如下：

τ＝

压γcm L 式中，τ－温升，℃；

L －滑磨功，N ·m ；

γ－分配到压盘上的滑磨功所占的百分比；单片离合器压盘，γ＝0.5；双片离合器压盘，γ＝0.25；双片离合器中间压盘，γ＝0.5；

c －压盘的比热容，对铸铁压盘，c ＝544.28J/(kg ·k)；

m

压－压盘质量，m 压≈12㎏ 。 m

中－中间压盘质量，m 中≈16㎏ 。 代入数值得τ压＝1.14，τ中＝1.7 由此知均小于8℃，即满足要求。

压盘形状一般都比教复杂，而且好要求耐磨、传热性好和具有较理想的摩擦性能，通常由灰铸铁铸成，传力销可采用中碳钢（35号钢）。中间压盘可采用18CrMnTi,而为了提高表面耐磨性能，进行了渗碳处理，层深0.8～

1.0㎜，硬度HRC55～62。

§3.2.2 压盘传力销的强度校核

传力销同时承受由力Q '，Q "所引起的弯曲应力和 P （接合时的弹簧压紧力）引起的拉伸应力。此外，传力销表面在宽度s

1与s 2的范围内还承受Q '与Q "的挤压作用。其强度校核如下：

(1)拉弯复合应力 作用力：

Q '=n emax

2nR T =909.23

Q "= n

emax 4nR T =454.6 式中，n －传力销数目,一般为取3；

R n -力Q '和Q "的作用半径,m 。 传力销根部的弯曲应力为

σ

弯=B M /W B =2n emax 1.0n 4R )b 2a (T d

?+ 式中, B M -弯矩,N ·cm, B M =

n 4R )b 2a (T n emax +=34.23 d-传力销根部直径,cm ；

W B －传力销抗弯截面模量，㎝3；

a,b －力和的作用力臂，㎝。

代入求得

σ

弯=43 Mpa 传力销的拉伸应力为

σ

拉＝n d 4p 2π 式中