重型貨車萬向傳動裝置設計畢業(yè)設計

1、<p><b>　　本科學生畢業(yè)設計</b></p><p>　　重型貨車萬向傳動裝置設計</p><p>　　院系名稱： 汽車與交通工程學院 </p><p>　　專業(yè)班級： 車輛工程 B07-10班 </p><p>　　學生姓名： </p>&l

2、t;p>　　指導教師： </p><p>　　職 稱： 副教授 </p><p><b>　　二○一一年六月</b></p><p>　　The Graduation Design for Bachelor's Degree</p><p&

3、gt;　　Universal Transmission Design of </p><p>　　Heavy Goods Vehicles </p><p><b>　　摘　　要</b></p><p>　　本畢業(yè)設計的任務是對解放CA1140型貨車進行萬向傳動裝置的設計、研究。在指導老師的細心

4、指導下，通過對汽車萬向傳動裝置的了解，進一步進行萬向傳動裝置的設計。通過實際的市場調查和客觀的實際觀察，全面了解萬向傳動裝置的結構，充分了解到萬向傳動裝置的工作原理與意義，及其在汽車行駛中的重要作用。在汽車的正常工作中，是一個必不缺少的部件，也是一個不可替代的關鍵部件。對于萬向傳動裝置的研究，有很大的發(fā)展空間，具有相當大的研究意義。在充分與指導老師討論、研究后，故選此課題。</p><p>　　在進行設計任務時，

5、分析了萬向傳動裝置類型的，根據題目所要求的原始數據要求，確定了所選用萬向傳動軸的種類。在初定各個部件的相關尺寸后，根據要求進行了計算和校核，確定了所設計部件的尺寸和參數，并選擇了零部件的材料。</p><p>　　關鍵字：萬向節(jié),傳動軸，強度，計算，校核</p><p><b>　　ABSTRACT</b></p><p>　　This gra

6、duation task is on the Jiefang CA1140 type trucks for universal transmission design. In the instructor's careful guidance, through the automotive universal drive unit, further universal design of the drive shaft. Thr

7、ough actual market research and objective observations, a comprehensive understanding of the structure of universal drive shaft to fully understand the universal drive unit works and significance, and its vehicle. In the

8、 car's work, is a not missing parts, is a key part. For </p><p>　　The design task, analyzed the universal transmission device type, under the title the required raw data requirements, decide to choose th

9、e kind of universal drive shaft. In various parts of the associated YTC sizes depending on the requirements for the calculation and check, determine the design part of dimensions and parameters, and selected parts of the

10、 material. </p><p>　　Keywords：Universal joint, Transmission shaft, Strength,Calculation, Check</p><p><b>　　目　　錄</b></p><p>　　摘要 ………………………………………………………………………………………I</p

11、><p>　　Abstract……………………………………………………………………………………II</p><p>　　第1章 緒論 …………………………………………………………………………1</p><p>　　1.1選題的目的和意義 ………………………………………………………………1</p><p>　　1.2國內外研究現狀和發(fā)展趨勢 …

12、…………………………………………………2</p><p>　　第 2 章 設計方案選擇 ………………………………………………………………4</p><p>　　2.1萬向傳動裝置基本組成的選擇 …………………………………………………4</p><p>　　2.2萬向節(jié)類型的選擇 ………………………………………………………………4</p><p

13、>　　2.3十字軸式萬向節(jié)結構方案分析 …………………………………………………5</p><p>　　2.4十字軸萬向節(jié)總成尺寸的確定與強度校核 ……………………………………5</p><p>　　2.5中間支承結構分析與設計 ………………………………………………………6</p><p>　　2.6本章小結 …………………………………………………………

14、………………6</p><p>　　第3章萬向傳動軸總成的設計……………………………………………………7</p><p>　　3.1萬向傳動軸總體概述及傳動布置型式的選擇 …………………………………7</p><p>　　3.2傳動軸斷面尺寸的確定與強度校核 ……………………………………………8</p><p>　　3.2.1傳動軸的運動

15、分析 …………………………………………………………8</p><p>　　3.2.2傳動軸的臨界轉速…………………………………………………………11</p><p>　　3.2.3傳動軸管內外徑確定………………………………………………………12</p><p>　　3.2.4傳動軸扭矩強度校核………………………………………………………13</p>&l

16、t;p>　　3.3連接花鍵的設計…………………………………………………………………14 3.3.1主傳動軸滑動花鍵的設計…………………………………………………14</p><p>　　3.3.2中間傳動軸連接花鍵的設計………………………………………………18</p><p>　　3.4本章小結 …………………………………………………………………………20</p>&l

17、t;p>　　第4章 萬向節(jié)總成的設計 ………………………………………………………21</p><p>　　4.1萬向節(jié)類型的選擇………………………………………………………………21</p><p>　　4.2十字軸式萬向節(jié)的結構分析 …………………………………………………22</p><p>　　4.2.1十字軸式萬向節(jié)的結構方案分析 ……………………

18、…………………22</p><p>　　4.2.2十字軸式萬向節(jié)傳動不等速性分析 ……………………………………23</p><p>　　4.3萬向節(jié)的運動和受力分析 ……………………………………………………24</p><p>　　4.3.1單十字軸萬向節(jié)的運動和附加彎曲力偶矩的分析 ……………………24</p><p>　　4.3.

19、2雙十字軸萬向節(jié)傳動 ……………………………………………………26</p><p>　　4.3.3多十字軸萬向節(jié)傳動 ……………………………………………………27</p><p>　　4.4萬向節(jié)總成主要參數的確定與強度校核 ……………………………………28</p><p>　　4.4.1十字軸 ……………………………………………………………………28<

20、;/p><p>　　4.4.2十字軸萬向節(jié)的滾針軸承 ………………………………………………31</p><p>　　4.4.3 十字軸萬向節(jié)的傳動效率 ………………………………………………34</p><p>　　4.5連接元件的設計 ………………………………………………………………35</p><p>　　4.5.1連接螺栓 ………………

21、…………………………………………………35</p><p>　　4.5.2萬向節(jié)叉 …………………………………………………………………36</p><p>　　4.6十字軸總成的潤滑 ……………………………………………………………38</p><p>　　4.7本章小結 ………………………………………………………………………39</p><

22、p>　　第5章中間支承總成的設計……………………………………………………40</p><p>　　5.1中間支承的結構分析與選擇 …………………………………………………40</p><p>　　5.2軸承的選取與校核 ……………………………………………………………41</p><p>　　5.3本章小結 …………………………………………………………………

23、……43</p><p>　　結論………………………………………………………………………………………44</p><p>　　參考文獻 ………………………………………………………………………………45</p><p>　　致謝………………………………………………………………………………………46</p><p>　　附錄……………………………

24、…………………………………………………………47</p><p><b>　　第1章 緒 論</b></p><p>　　1.1選題的目的和意義 </p><p>　　在重型貨車萬向傳動裝置的設計工作中，應充分克服傳動效率低、傳動部件壽命過短等方面的缺點，吸取在以往設計工作中的教訓，大膽開闊視野，充分發(fā)揮我們的設計創(chuàng)新能力，利用現有的先進設備

25、，并爭取引進更先進的硬件與軟件技術，努力與國際接軌，爭取開發(fā)一條能耗低、低成本、高效率、可靠性高的研究路線。</p><p>　　同時在降低成本與售價的同時，必須以保證整車性能質量水平為前提，只能提高，不能降低。降低成本與售價， 一方面通過改進設計，簡化結構，減少零件，降好自重與材料消耗，另一方面尊通過改善經營管理模式，提高效率，把人員減至最少，讓資金周轉最快。在設計過程中保證所連接的兩軸相對位置在預計范圍內變動

26、時，能可靠傳動扭矩。保證所連接的兩軸能均勻旋轉，使夾角變化引起的動載荷在允許范圍內。傳動效率高、壽命長、結構簡單、制造方便。變速器或分動器輸出軸與驅動橋輸入軸之間普遍采用十字軸萬向傳動軸。在轉向驅動橋中，多采用等速萬向傳動軸。當后驅動橋為獨立的彈性元件，采用萬向傳動裝置。同時也為了綜合運用“汽車構造”，“汽車理論”，“汽車設計”等設計專用知識，學習查閱和應用國家標準，培養(yǎng)按國家標準設計應用系統(tǒng)的習慣，熟練掌握汽車結構設計的方法和特點，尤

27、其是萬向傳動裝置設計的方法和特點，為進一步掌握萬向傳動裝置結構設計的一般步驟打下堅實基礎。</p><p>　　如何最優(yōu)最好的把萬向傳動裝置設計好是我們汽車人需要面對的問題，而其中的基礎技術，專利水平則是更需要大力提高的，如果解決重型貨車萬向傳動裝置的技術瓶頸，將會大大提高我國的汽車技術水平，不在受制于外國，走自主發(fā)展的道路。在當前我國汽車工業(yè)還處于以技術引進，加工制造為主的階段，這要求我們在設計時既要具有前瞻性

28、，又要與實際情況相結合。要有自主開發(fā)的能力與信心，以更扎實的理論基礎，更專業(yè)的基礎知識，更強的動手實踐能力，更高的綜合素質來完實現設計的最終完成。</p><p>　　通過畢業(yè)設計來強化我們對基本知識和基本技能的理解和掌握,培養(yǎng)學生收集資料和調查研究的能力,一定的方案比較、論證的能力,一定的理論分析與設計運算能力,進一步提高應用計算機繪圖的能力以及設計計算能力。同時通過重型貨車萬向傳動裝置的設計,培養(yǎng)我們綜合運用

29、所學知識設計汽車整車及零部件的能力,使我們能熟練掌握重型貨車萬向傳動裝置的設計過程；掌握資料的收集和分析、相關參數標準的選擇和運用；掌握參數的確定、萬向傳動裝置的布置和計算、設計方案的選擇、裝配圖，零件圖的繪制以及設計答辯的全過程。另外對培養(yǎng)我們獨立思考問題和解決問題的能力有著極大的幫助,為今后工作做好技術儲備,都具有十分重要意義。</p><p>　　1.2國內外研究現狀和發(fā)展趨勢</p><

30、;p>　　當今，汽車萬向傳動裝置一般由萬向節(jié)和傳動軸組成，有時還需加裝中間支承。主要是實現汽車上任何一對軸線相交且相對位置經常變化的轉軸之間的動力傳遞。萬向傳動裝置除用于汽車的傳動系統(tǒng)外，還可用于動力輸出裝置和轉向操縱裝置。萬向傳動裝置設計的合理與否直接影響傳動系的傳動性能。選用與布置的不當會給傳動系增添不必要的和設計未能估算在內的附加動負荷，可能導致傳動系不能正常運轉和早期損壞，只有合理的設計，才能保證汽車在各種工況和路面條件情

31、況下可靠的傳遞動力。并且汽車萬向傳動裝置是汽車底盤傳動系的主要總成之一，在工作中承受著巨大的轉矩和動負荷。經長期使用后，技術狀況會發(fā)生變化，從而將直接影響發(fā)動機動力的傳遞，降低傳動效率，加劇燃料消耗，加速輪胎磨損，同時還會影響變速器和驅動橋的正常工作。萬向傳動裝置的類型可分為閉式和開式兩種。閉式萬向傳動裝置采用單萬向節(jié),傳動軸被封閉在套管中,套管與車架做球鉸連接,而與驅動橋固定連接。其最大特點是傳動著外殼作為推力管來傳遞汽車的縱向力,從

32、而使傳動軸外殼起到了懸架系統(tǒng)導向機構中縱向擺臂的作用,這對于其后懸架拆用螺旋彈簧作為彈性元件是十分必要的。而開式萬向傳動裝置結構簡單,重</p><p>　　目前，國內只有少數合資企業(yè)能夠具備這樣的生產能力，多數國內企業(yè)是在根據國外的樣件進行開發(fā)生產，基本上沒有自主的設計開發(fā)能力。主要問題是制造門檻低，技術含量要求不高，制造水平參差不齊。重型貨車的配置幾乎都沒達到皮卡的水平，絕大多數功率還不到350N·

33、m，排放高，燃油經濟性差。而國外重型卡車不僅技術含量很高，甚至有的還高于乘用車水平，同時具備大功率，低排放和比較出色的燃油經濟性。展望未來5年，我國經濟將繼續(xù)保持高增長速度，我國的經濟轉型也將繼續(xù)向前推動，國家對基本建設投資的力度加大，尤其是重型汽車生產企業(yè)。近幾年，隨著國內重型載貨汽車生產企業(yè)與國外重型載貨汽車生產企業(yè)技術交流、合資合作的加強及發(fā)展，以及國內重型載貨汽車生產企業(yè)為適應市場競爭的需要，研發(fā)工作受到廣泛重視，在汽車舒適性、

34、安全性、動力性、經濟性、可靠性和環(huán)保性等方面取得了一定進步。據統(tǒng)計，全國主要25家重卡車企的產能已經達到100萬輛以上,在3-5年之后,預計國產重卡的產銷量將膨脹達到150—200萬輛,市場將飽和過剩，競爭將變得更加慘烈，屆時將會有一半的重卡車企遭到淘汰。隨著公路和鐵路建設，現代物流業(yè)和節(jié)能減排工程以及民生工程</p><p><b>　　第2章 方案的選擇</b></p>&

35、lt;p>　　2.1萬向傳動裝置基本組成的選擇</p><p>　　選定CA1140重型貨車車為前置后驅的布置形式，平頭駕駛室。因其用途一般，則軸數根據其特點確定為兩軸，驅動形式：4х2，后輪驅動。在汽車行駛過程中，由于發(fā)動機的振動及不平路面的沖擊等因素引起彈性懸架系統(tǒng)的振動，使變速器的輸出軸和驅動橋的輸入軸相對位置經常變化，故兩根軸不能剛性地連接，而必須采用一般由兩個十字軸萬向節(jié)和傳動軸組成的萬向傳動裝置

36、。在變速器與驅動橋之間距離較遠的情況下，應將傳動軸分成兩段，并用三個十字軸式剛性萬向節(jié)連接起來，且在中間傳動軸后端加裝中間支承。為了避免運動干涉,在傳動軸中設有由滑動叉和花鍵軸組成的伸縮節(jié),以實現傳動軸長度的變化。空心傳動軸具有較小的質量，能傳遞較大的轉矩，比實心傳動軸具有更高的臨界轉速，所以此傳動軸管采用空心傳動軸。根據給定的發(fā)動機功率、變速器最大傳動動比、主速器傳動動比計算出最大剪應力和彎曲應力，選取鋼材的材料并查得其屈服極限，傳動

37、軸臨界轉速的校核。</p><p>　　圖2.1傳動裝置的布置 </p><p>　　2.2萬向節(jié)類型的選擇</p><p>　　對萬向節(jié)類型及其結構進行分析，并結合CA1140技術要求選擇合適的萬向節(jié)類型?？紤]到本畢業(yè)設計所針對的車型為重型貨車，對其萬向傳動軸的設計應滿足：制造加工容易、成本低，工作可靠承載能力

38、強，使用壽命長，結構簡單，調整維修方便等要求，且傳動可靠,效率較高，目前允許兩傳動軸之間的交角一般為15°～20°，在連接角較小時大都使用這種萬向節(jié)。本設計選用十字軸式剛性萬向節(jié)，帶中間支承的兩段式傳動軸。</p><p>　　2.3十字軸式萬向節(jié)結構方案分析</p><p>　　采用十字軸萬向傳動軸，為了避免運動干涉,在傳動軸中設有由滑動叉和花鍵軸組成的伸縮節(jié),以實現

39、傳動軸長度的變化?？招膫鲃虞S具有較小的質量，能傳遞較大的轉矩，比實心傳動軸具有更高的臨界轉速，所以此傳動軸管采用空心傳動軸。</p><p>　　十字軸式萬向節(jié)的基本構造，一般由一個十字軸、主動叉、從動叉、滾針軸承及其軸向定位件和橡膠密封件等組成。兩個萬向節(jié)叉上的孔分別松套在十字軸的兩對軸頸上。為了減少磨擦損失，提高效率，在十字軸的軸頸處加裝有由滾針和套筒組成的滾針軸承。重型汽車有時采取較粗的滾針并分成兩段以提高

40、其壽命，也有以滾柱代替滾針的結構。然后，將套筒固定在萬向節(jié)叉上，以防止軸承在離心力作用下從萬向節(jié)叉內脫出引起十字軸軸向竄動及避免摩擦發(fā)熱，有的在十字軸軸端和軸承碗之間加裝端面滾針軸承。這樣，當主動軸轉動時，從動軸既可隨之轉動，又可繞十字軸中心在任意方向擺動。目前，最常見的滾針軸承軸向定位方式有普通蓋板式、彈性蓋板式、外卡式、內卡式、瓦蓋固定式和塑料環(huán)定位式等。</p><p>　　2.4十字軸萬向節(jié)總成尺寸的確定

41、與強度校核</p><p><b>　　1、十字軸</b></p><p>　　車輛行駛時，由于扭矩傳遞的方向一致，十字軸的受力方向也一致。久而久之，造成十字軸軸頸的單邊磨損，隨著時間的推移，十字軸受力的一面便會磨損加大，起槽，以致于松曠發(fā)響?？梢圆扇⑹州S在相對于原先位置轉動90°再使用，這樣可以延長使用時間。在組裝時應注意將有油嘴的一面朝向傳動軸，萬向

42、節(jié)叉應在十字軸上轉動自如，不應有卡滯現象，也不應出現有軸向的間隙。十字軸主要失效形式是軸頸根部斷裂，所以設計時應保證該處有足夠的抗彎強度。</p><p><b>　　2、十字軸滾針軸承</b></p><p>　　滾針軸承的結構分析：汽車萬向節(jié)用滾針軸承的結構型式較多，但就滾針來說，主要有三種型式：錐頭滾針、平頭滾針及圓頭滾針。為了防止在運輸及安裝過程中掉針，大多都

43、采用錐頭滾針。這種結構的軸承除滾針端頭為圓錐形外，還多了一個擋針圈并且在外圈滾道與底道之間加工出基底凹槽，滾針圓錐頭靠擋針圈及外圈基底凹槽擋住，從而避免了徑向掉針。</p><p><b>　　3、連接螺栓</b></p><p>　　在發(fā)動機前置后驅動的汽車中，連接變速器與驅動橋之間的傳動軸是靠萬向節(jié)叉與驅動橋或變速器的法蘭盤組成的聯(lián)軸器來傳遞轉矩的，由于螺栓聯(lián)接工

44、作時即承受剪切力又承受軸向力，所以需校核抗拉強度，抗剪強度和抗擠壓強度。</p><p><b>　　4、萬向節(jié)叉</b></p><p>　　萬向節(jié)叉與十字軸組成連接支承，在力F作用下產生支承反力，在與十字軸軸孔中心線成截面處，萬向節(jié)叉承受彎曲和扭轉載荷，應對其彎曲應力和扭應力進行校核。</p><p><b>　　5、連接花鍵&l

45、t;/b></p><p>　　傳動軸上的花鍵應有潤滑及防塵措施，花鍵齒與鍵槽間隙不易過大，且應按對應標記裝配，以免裝錯而破壞傳動軸總成的動平衡。傳動軸的伸縮花鍵一端不應靠近后驅動橋，應靠近中間支承或變速器，以減小其軸向阻力和摩擦。</p><p>　　2.5中間支承結構分析與設計</p><p>　　在長軸距汽車上，為了提高傳動軸臨界轉速，避免共振以及考慮整

46、車總體布置上的需要，常將傳動軸分段。在乘用車中，有時為了提高傳動系的彎曲剛度，改善傳動系彎曲振動看特性，減小噪聲，也將傳動軸分成兩段。當傳動軸分段時，需加設中間支承。中間支承通常安裝在車架橫梁上或車身底架上，以補償傳動軸軸向和角度方向的安裝誤差，以及車輛在行駛過程中由于彈性支承的發(fā)動機的竄動和車架等變形所引起的位移。目前廣泛采用的橡膠彈性中間支承，其結構中采用單列球軸承，橡膠彈性元件能吸收傳動軸的振動，降低噪聲。這種彈性中間支承不能傳遞

47、軸向力，它主要承受傳動軸因不平衡、偏心等因素引起的徑向力，以及萬向節(jié)上的附加彎矩所引起的徑向力。在設計中間支承時，應合理選擇橡膠彈性元件的徑向剛度，固有頻率對應的臨界轉速 r/min盡可能低于傳動軸的常用轉速范圍，以免共振，保證隔振效果好。許用臨界轉速為1000～2000r/min，對于乘用車，取下限。當中間支承的固有頻率依此數據確定時，由于傳動軸不平衡引起的共振轉速1000～2000r/mim，而由于萬向節(jié)上的附加彎矩引起的共振轉速為

48、500～1000r/min，這樣就避免了中間支承與傳動軸的共振</p><p><b>　　2.6本章小結</b></p><p>　　通過本章方案的選擇，能初步確定萬向傳動軸的方案及主要參數，選用開式兩軸傳動，根據萬向節(jié)的類型選取適合本設計的萬向節(jié)形式及連接方式，選用三個萬向節(jié)十字軸式，同時也確定了萬向節(jié)總成主要參數，最后分析傳動過程的振動,確定中間支承的選擇方案后

49、選定支承方式，對總體的設計有了初步的方向和把握。</p><p>　　第3章 萬向傳動軸總成的設計</p><p>　　3.1萬向傳動軸總體概述及傳動布置型式的選擇</p><p>　　萬向傳動軸與其所連接的萬向節(jié)的結構有關。通常，萬向傳動軸由中間部分和端部組成。中間部分可分為實心軸或者為空心的軸管?？招牡妮S管具有較小的質量但能傳遞較大的轉矩和更高的臨界轉速，故用作

50、汽車傳動系的萬向傳動軸。</p><p>　　傳動軸是將發(fā)動機輸出的轉矩經變速器傳遞給前驅和后驅的傳動機構，轉速達3000~7000r/min，振動是傳動軸總成設計需考慮的首要問題。盡管采取涂層技術來減小滑移阻力，但產生的滑移阻力仍為等速萬向節(jié)的10~40倍，而滑移阻力將產生振動。為選型設計提供依據，傳動軸分為CJ+CJ型、BJ+BJ型（靠花鍵產生滑移)、BJ+DOJ型、BJ+TJ型、BJ+LJ型5種類型。<

51、;/p><p>　　車輛的萬向節(jié)傳動，主要應用于非同心軸間和工作中相對位置不斷改變的兩軸之間的動力傳遞。裝在變速器輸出軸與前后驅動橋之間。變速器的動力輸出軸和驅動橋的動力輸入軸不在一個平面內。有的汽車根據總布置要求需將離合器與變速器分開一段距離，變速箱與驅動橋之間的相對位置和它們的輸出、輸出入軸之間的夾角不斷發(fā)生變化。這時常采用一根或多根傳動軸、兩個或多個十字軸萬向節(jié)的傳動。下圖3.1為用于汽車變速箱與驅動橋之間的不

52、同萬向傳動方案。</p><p>　?。╝）單軸雙萬向節(jié)式</p><p>　?。╞）兩軸三萬向節(jié)式 </p><p>　　圖3.1 汽車的萬向傳動方案</p><p>　　如圖a為常用的單軸雙萬向節(jié)傳動，如圖b為連接距離較長且不宜于采用單軸雙萬向節(jié)傳動的連接。由于參考車型軸距為4.75米，故選取如圖b的傳動方案。</p>

53、<p>　　3.2傳動軸斷面尺寸的確定與強度校核</p><p>　　3.2.1傳動軸的運動分析</p><p>　　傳動軸的長度和夾角及它們變化范圍，由汽車總布置設計決定。設計時應保證在傳動軸長度處在最大值時，套管叉與花鍵軸有足夠的配合長度；而在長度處于最小時，兩者不頂死。傳動軸夾角的大小影響萬向節(jié)十字軸和滾針軸承的壽命、萬向傳動效率和十字軸旋轉的不均勻性。</p>

54、;<p>　　當傳動軸長度確定后，其斷面尺寸必須保證有足夠的強度，并能承受相當的轉速。其許用的傳動軸轉速，不應超過臨界轉速。所謂臨界轉速，即當某個長度為L的傳動軸，在兩支點中旋轉時，如圖3.2所示，由于軸自身的重力作用，使傳動軸中心（即質量中心）相對軸線有一偏移量（初撓度）e，如果再考慮到軸與孔的間隙，傳動軸質量的不均勻，則e將再增大。當此軸旋轉時，在質量中心必有離心力的作用，這個離心力又將引起傳動軸的進一步彎曲，產生附加

55、撓度y。由于重力的大小和方向是不變的，而離心力的大小與方向是改變的，故使傳動軸的彎曲力（垂直力與離心力的向量和）也周期性的變化著，從而傳動軸的撓度也隨時在變化。即傳動軸的旋轉，將伴隨有彎曲振動，它的頻率即等于傳動軸的轉速。當傳動軸的轉速接近于它的彎曲自然振動頻率時，即出現共振現象，振幅（撓度）急劇增加，致使傳動軸折斷，這一轉速即為傳動軸的臨界轉速。</p><p>　　圖3.2 萬向節(jié)傳動軸的彎曲振動</p

56、><p>　　傳動軸的臨界轉速與軸的直徑、長度和支承點數目有關。設傳動軸轉速為。作用在傳動軸上的離心力則為：</p><p><b>　　（3.1）</b></p><p>　　式中:m—傳動軸的質量。</p><p>　　這時離心力被與長度成正比的材料彈性力p所平衡，由材料力學得知：

57、 </p><p><b>　?。?.2）</b></p><p>　　式中：E—傳動軸材料的抗拉彈性模數，N/mm2；</p><p>　　L—支承長度，取兩萬向節(jié)的中心距離（mm）；</p><p>　　I—軸剖面對其對稱軸線（直徑）的轉動慣量（m4）；</p><p>　　系

58、數c與受載情況、支承型式有關，當載荷在兩端自由支承的梁上沿長度平均分布時，而在同樣受載情況下，對兩端固定支架支承的梁；</p><p><b>　　P—材料彈性力。</b></p><p><b>　　由平衡條件得：</b></p><p><b>　?。?.3）</b></p><

59、;p>　　解得： （3.4）</p><p><b>　　式中：e—初撓度；</b></p><p><b>　　y—附加撓度；</b></p><p><b>　　ω—傳動軸角速度。</b></p&

60、gt;<p>　　當時，軸的撓度y趨于無窮大，即若軸以與此相應的角速度旋轉時必將折斷。這時：</p><p><b>　　（3.5）</b></p><p>　　對于直徑為D的實心軸，由力學得知</p><p>　　， （3.6） </p><p>

61、;　　式中：—傳動軸材料單位體積重量。</p><p>　　由此，對于兩端自由支承（開式傳動軸），且載荷沿軸長平均分布的軸，其臨界轉速為：</p><p>　　r/min （3.7）</p><p>　　對于兩端有固定支承的軸（軸封閉于傳動軸套管中的閉式傳動軸），則：</p><p>

62、;　　r/min （3.8） </p><p>　　對于大量采用的空心軸，若其剖面外徑D，內徑為d，則：</p><p>　　于是兩端自由支承的軸：</p><p>　　r/min （3.9）</p><p>　　對兩端固定支承的軸，則

63、：</p><p>　　r/min （3.10）</p><p>　　以上各式中D、d、L均用同樣的長度單位（毫米）。對于絕大多數開式傳動軸，可按兩端自由支承的軸來計算，工作長度L可取兩萬向節(jié)中心間距離。如為閉式傳動軸，可按兩端固定支承的軸承計算，工作長度L可取兩軸承中心間距離。</p><p>　　從上面公式可以看

64、出：當傳動軸外徑相同時，空心軸的臨界轉速比實心的要高。這就是為什么傳動軸廣泛采用空心軸的原因之一。同時還可看出當L增加，下降，為了提高可縮短傳動軸長度，增大軸管內外徑。所以當mm時，常采用中間支承。當傳動軸外徑相同時，空心軸的臨界轉速比實心的要高。為了提高在制造方面采取的主要措施是；用質量分面比較均勻的焊接鋼管代替無縫鋼管；作軸管的鋼板厚度一般取1.5～3.0mm；對每根傳動軸總成應進行動平衡檢驗，保證不平衡度在規(guī)定范圍以內，如果不合格

65、應進行校正（貼焊平衡塊）并使偏心振擺也在公差以內。在確定傳動軸截面尺寸時，一定要使傳動軸的實際最大轉速小于其臨界轉速，其安全系數k應在以下范圍內。</p><p><b>　?。?.11）</b></p><p>　　式中：—為對應于車輛最大行駛速度時，傳動軸的轉速。</p><p>　　如果傳動軸的動平衡很好，而且花鍵連接制造精度很高，此時臨

66、界轉速的安全系數，可取較小值。</p><p>　　當傳動軸質量不平衡或花鍵連接處磨損出間隙后，傳動軸就能在低于臨界轉速下發(fā)生破壞。表3.1為某載重汽車的實驗數據，表示傳動軸破壞轉速。</p><p>　　傳動軸總成應進行動平衡試驗，其不平衡度為：對轎車及輕型客、貨車，3000~6000r/min時不大于1~2N·mm；對5t以上的貨車，在1000~4000r/min時不大于10

67、N·mm。十字軸端面磨損會使其軸向間隙及竄動增大而影響動平衡，因此應嚴格控制該間隙或采用彈性蓋板，有的可加裝端面滾針軸承，傳動軸總成的徑向全跳動動應不大0.5~0.8mm。由公式3.10可以確定傳動軸總成的最大可能長度，如果它小于汽車總布置所要求的傳動軸尺寸，則需在變速器和后驅動橋之間安置兩根萬向傳動軸，且在它們的聯(lián)接處（在前傳動軸后端）需設置固定在車架車身上的中間支承。在某些轎車上，為了縮短傳動軸的長度而采用加長的變速器。&

68、lt;/p><p>　　表3.1 某載重汽車傳動軸的破壞轉速與行駛里程的關系</p><p>　　3.2.2傳動軸的臨界轉速 </p><p>　　本設計傳動方式為開式、兩軸，三個萬向節(jié)帶中間支承形式。解放牌CA1140重型載貨汽車主要技參數見附錄。</p><p>　　由安全系數，得計算臨界轉，取k=1.5，轉速為對應于車輛最大行駛速度時，傳動

69、軸的轉速 </p><p>　　式中：—發(fā)動機最大功率時的轉速r/min；</p><p>　　—變速器最高檔傳動比；則：r/min。</p><p>　　將 r/min代入得：</p><p><b>　　r/min</b></p><p><b>　　取r/min</b>

70、;</p><p>　　3.2.3傳動軸管內外徑確定</p><p>　　選取主傳動軸進行計算：電焊管參數應按冶金部標準YB242-63選取。表3.2給出外徑D=60~95mm的標準參數值。</p><p>　　表3.2 60～95mm電焊鋼管YB242-63 （mm）</p><p>　　由于傳動軸為開式，

71、兩端自由支承所以臨界轉速按公式3.9計算。設主傳動軸外徑為，內徑為，傳動軸管厚度為B。初選傳動軸管外徑mm，厚度mm，則mm將r/min，主傳動軸長度mm，外徑mm，內徑mm代入3.9得：</p><p>　　經計算主傳動軸符合臨界轉速設計要求。</p><p>　　3.2.4傳動軸扭矩強度校核</p><p>　　在按臨界轉速初選軸管斷面尺寸以后，還需要進行扭轉強

72、度驗算，由于傳動軸夾角α引起的附加扭矩和彎矩很小，所以為了計算簡單，將不考慮由于夾角α而引起的附加扭矩和彎矩，只按純扭矩計算其扭轉應力。傳動軸的最大扭轉應力(MPa)可按下式計算：</p><p><b>　?。?.12）</b></p><p>　　式中：—傳動軸的計算扭矩，N·mm；</p><p>　　W—抗扭斷面模量，對空心軸

73、。</p><p>　　將W代入上式，則傳動軸扭轉強度應滿足以下要求：</p><p><b>　?。?.13）</b></p><p>　　式中：—許用扭轉應力，MPa</p><p>　　傳動軸計算扭計算公式如下: </p><p><b>　?。?.14）</b>&l

74、t;/p><p>　　式中：—發(fā)動機最大轉矩(N·mm)，N·mm；</p><p>　　—計算驅動橋數，CA1140為后橋驅動車輛，所以取；</p><p>　　—變速器一擋傳動比，CA1140裝配的變速器一擋傳動比；</p><p>　　—發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率，取；</p><p>　　

75、—猛接離合器所產生的動載系數，液力自動變速器，具有手動操縱</p><p>　　機械變速器的高性能賽車，性能系數 的汽車：，的汽車：或由經驗選定。</p><p>　　性能系數計算由下式計算：</p><p><b>　　當時</b></p><p><b>　　當時</b></p>

76、<p>　　式中：—汽車滿載質量（若有掛車，則要加上掛車質量），kg；</p><p>　　由CA1140技術參數查得：Kg，N·m。代入得：</p><p><b>　　，，取。</b></p><p>　　將N·mm、、、、代入公式3.14得：</p><p>　　3987400N

77、83;mm</p><p>　　將傳動軸計算扭矩N·mm，傳動軸管外徑mm，內徑mm代入公式3.13得：</p><p><b>　　MPa</b></p><p>　　經計算主傳動軸軸管符合設計要求，能保證在各種工況下有效的傳遞轉矩。</p><p>　　由于中間傳動軸比主傳動軸短，所以主傳動軸軸管的外徑和管

78、壁厚度同樣適用于中間傳動軸。</p><p>　　3.3連接花鍵的設計</p><p>　　3.3.1主傳動軸滑動花鍵的設計</p><p>　　汽車行駛過程中，變速器與驅動橋的相對位置經常變化。為避免運動干涉，傳動軸中設有由滑動叉和矩形或漸開線花鍵軸組成的滑動花鍵來以實現傳動軸長度的變化?；瑒踊ㄦI有矩形花鍵和漸開線花鍵兩種形式。本設計選矩形花鍵，用于補償由于汽車行

79、駛時傳動軸兩端萬向節(jié)之間的長度變化。為減小滑動花鍵的軸向滑動阻力及磨損，有時對花鍵齒進行磷化處理或噴涂尼龍層，外層設有防塵罩，間隙小一些，以免引起傳動軸的振動。有的則是在花鍵槽中放入滾針、滾柱或滾珠等滾動元件，以滾動摩擦代替滑動摩擦，從而提高傳動效率?；ㄦI齒與鍵槽按對應標記裝配，以保持傳動軸總成的動平衡。動平衡的不平衡度由電焊在軸管外的平衡片補償。裝車時傳動軸的伸縮花鍵一端應靠近變速器，減小其軸向阻力和磨損。其結構圖如圖3.3所示:&l

80、t;/p><p>　　圖 3.3 萬向傳動軸—花鍵軸結構簡圖</p><p>　　1-蓋子；2-蓋板；3-蓋墊；4-萬向節(jié)叉；5-加油嘴；6-花鍵套；</p><p>　　7-滑動花鍵槽；8-油封；9-油封蓋；10-傳動軸管</p><p>　　其主要參數可按照《機械設計手冊》選取。下表3.3給出了部分系列花鍵的基本尺寸：初選花鍵斷面基本尺寸N&

81、#215;d×D×B 為16×62×72×6。</p><p>　　矩形花鍵主要有下圖3.4所示四種形式：由于汽車上所用的花鍵要求可以沿軸向滑動，所以選A型花鍵。表3.4給出了部分矩形內花鍵長度：</p><p>　　根據表3.4所給出的長度，初選花鍵長度mm，花鍵軸孔長度mm。</p><p>　　在選定花鍵尺寸后

82、，還應對作用在花鍵軸上的扭轉應力(MPa)和作用在齒側的擠壓應力(MPa)進行校核。</p><p>　　表3.3 矩形花鍵基本尺寸系列（摘自GB/T 1144-2001） （mm）</p><p>　　注：表中 N-鍵齒數；D-花鍵大徑；d-花鍵小徑；B-鍵寬；</p><p>　　表3.4 矩形內花鍵長度系列(摘自GB/T 10081-1988)

83、（mm）</p><p>　　對于傳動軸上的花鍵軸，通常以底徑計算扭轉應力(MPa)，的計算公式如下：</p><p><b>　?。?.15）</b></p><p>　　式中：T—傳動軸的計算轉矩（N·mm）；</p><p>　　—花鍵軸的花鍵內徑（mm）；</p><p>　　—

84、許用應力，按安全系數確定，取，則：MPa；</p><p>　　將N.mm、mm代入公式3.15得：</p><p><b>　　MPa</b></p><p>　　經校核主傳動軸花鍵的齒根扭轉應力符合設計要求。</p><p>　　傳動軸花鍵的齒側擠壓應力MPa計算公式如下：</p><p>&

85、lt;b>　?。?.16）</b></p><p>　　圖3.4矩形花鍵的主要形式 </p><p>　　式中：T—傳動軸的計算轉矩（N·mm）；</p><p>　　—花鍵轉矩分布不均勻系數，，?。?lt;/p><p>　　、—分別為花鍵外徑和內徑（mm）；</p><p>　　—花鍵的有效工

86、作長度（mm）；</p><p><b>　　N—花鍵齒數；</b></p><p>　　—許用擠壓應力(MPa)。</p><p>　　當花鍵的齒而硬度大于35HRC時，滑動花鍵MPa。</p><p>　　將N·mm、、mm、mm、mm、代入公式（3.16）得：</p><p>　　

87、MPa 經校核主傳動軸花鍵齒側擠壓應力符合設計要求。</p><p>　　當傳遞轉矩的花鍵伸縮時，產生的軸向阻力為：</p><p><b>　?。?.17）</b></p><p>　　式中：—傳動軸所傳遞的轉矩，Nmm；</p><p>　　r—滑動花鍵齒側工作表面的中徑，mm；</p><

88、p><b>　　f—摩因數，，取。</b></p><p>　　代入公式3.17得：</p><p><b>　　N</b></p><p>　　為了減小滑動花鍵的軸向滑動阻力和磨損，有時對花鍵齒進行磷化處理或噴涂尼龍層，有的則在花鍵槽中放入滾針、滾柱或滾珠等滾動元件，以滾動摩擦代替滑動摩擦，從而提高傳動效率。但這種

89、結構較復雜，成本較高。有時對于有嚴重沖擊載荷的傳動，還采用具有彈性的傳動軸。傳動軸上的花鍵應有潤滑及防塵措施，花鍵齒與鍵槽間隙不宜過大，且應按對應標記裝配，以免裝錯而破壞傳動軸總成的動平衡。</p><p>　　3.3.2中間傳動軸連接花鍵的設計</p><p>　　由于所設計的傳動軸為兩段，為中間傳動軸和主傳動軸，所以要考慮兩段軸的連接問題。通常將中間傳動軸加工出一段花鍵和一段螺紋，花鍵

90、與中間傳動軸凸緣叉組成花鍵副，再用一個開槽螺母將凸緣叉軸向定位，防止凸緣叉軸向竄動，再將凸緣叉與萬向節(jié)叉相連實現動力的傳遞。</p><p>　　選取中間傳動軸花鍵鍵型為矩型花鍵，主要尺寸參照表3.3：初選花鍵小徑mm，大徑mm，鍵齒數N=16，鍵寬B=5mm。參照表3.4，取鍵長 mm。</p><p>　　選定花鍵尺寸后，對作用在花鍵軸上的扭轉應力(MPa)和作用在齒側的擠壓應力(MP

91、a)進行校核。</p><p>　　對于傳動軸上的花鍵軸，通常以底徑計算其扭轉應力MPa，其許用應力同上， MPa。的計算公式如下：</p><p><b>　?。?.18）</b></p><p>　　式4.8表明，多萬向節(jié)傳動輸出軸與輸入軸的運動關系，如同具有夾角為，而主動叉具有初相θ的單萬向節(jié)傳動一樣。</p><p&

92、gt;　　假如多萬向節(jié)傳動和各軸軸線均在同一平面，且各傳動軸兩端萬向節(jié)叉平面之間的夾角為零或π/2，則當量夾角為</p><p><b>　　(4.9)</b></p><p>　　式4.9中，α1、α2、α3等為各萬向節(jié)的夾角。式中的正負號這樣確定：當第一萬向節(jié)的主動叉處在各軸軸線所在的平面內，在其余的萬向節(jié)中，如果其主動叉平面與此平面重合定義為正，與此平面垂直定義

93、為負。</p><p>　　為使多萬向節(jié)傳動的輸出軸與輸入軸等速旋轉，應使。萬向節(jié)傳動輸出軸與輸入軸的轉角差會引起動力總成支承和懸架彈性元件的振動，還能引起與輸出軸相連齒輪的沖擊和噪聲及駕駛室內的諧振噪聲。因此，在設計多萬向節(jié)傳動時，應該讓當量夾角不大于。另外，對多萬向節(jié)傳動輸出軸的角加速度幅值應加以限制。對于乘用車，；對于商用車，。</p><p>　　圖4.5多十字軸萬向節(jié)傳動<

94、/p><p>　　4.4萬向節(jié)總成主要參數的確定與強度校核</p><p>　　便于設計時確定十字軸總成尺寸，表4.2列出不同噸位載重汽車的十字軸尺寸范圍。</p><p><b>　　4.4.1十字軸</b></p><p>　　根據該設計車型載質量m =8t，按表4.2初選十字軸長H=165mm，軸頸直頸 mm,h=30

95、mm,mm,十字軸油孔直徑mm,平均作用力到校核應力處的距離s=15mm,合力F作用線到十字軸中心之間的距離r=67.5mm,滾針直徑mm，滾針長度L =24mm，滾針數n =50，滾針軸承帽外徑D =61.5mm。</p><p>　　十字軸萬向節(jié)的損壞形式主要是十字軸軸頸和滾針軸承的磨損，十字軸軸頸的滾針軸承帽工作表面出現壓痕和剝落。一般情況下，當磨損或壓痕超過0.15mm時便應報廢。十字軸主要失效形式是軸頸

96、根部斷裂，所以設計時應保證該處有足夠的抗彎強度。</p><p>　　設作用于十字軸軸頸中點的力為F如圖4.6所示：</p><p><b>　　(4.10)</b></p><p>　　式中：T—萬向傳動軸計算轉矩；</p><p>　　r—合力F作用線到十字軸中心之間的距離；</p><p>

97、　　—主、從動叉軸的最大夾角。</p><p>　　萬向傳動軸計算轉矩T=3987400Nmm，mm，取。將數據代入公式4.10得： </p><p>　　表4.2推薦選用十字軸尺寸 （mm）</p><p><b>　　(a)</b></p><p><b>　　(b)</

98、b></p><p>　　圖4.6 十字軸主要尺寸及受力情況</p><p>　　H-十字軸總長；h-軸頸長度；-軸頸直徑；-油孔直徑；-滾針直徑</p><p>　　十字軸軸頸根部的彎曲應力和切應力應滿足：</p><p><b>　　（4.11）</b></p><p><b>

99、;　　（4.12）</b></p><p>　　式中：—十字軸軸頸直頸（mm）；</p><p>　　—十字軸油道孔直徑(mm)；</p><p>　　s—合力F作用線到軸頸根部的距離(mm)；</p><p>　　—彎曲應力的許用值，MPa；</p><p>　　—切應力的許用值，MPa。</p&g

100、t;<p>　　將mm，mm，mm，F=31431.87N代入公式4.11、4.12得：</p><p><b>　　MPa</b></p><p><b>　　MPa</b></p><p>　　經校核十字軸軸頸根部的彎曲應力和切應力均符合設計要求。</p><p>　　十字軸常用材

101、料為 20CrMnTi 、20Cr 、20MnVB、12CrNi3A 等低碳合金鋼，軸頸表面進行滲碳淬火處理，滲碳層深度為 0.8～1.2mm,表面硬度 58～64HRC,軸頸端面硬度不低于 55HRC，心部硬度為 33～48HRC。</p><p>　　4.4.2十字軸萬向節(jié)的滾針軸承</p><p>　　萬向節(jié)軸承可以認為是由滾針、密封及軸承套所組成。軸承以總成方式把萬向節(jié)叉連接起來，

102、軸承套用鋼制作，其硬度大于HRC60。軸承應具有易于裝入萬向節(jié)叉的外形。汽車萬向節(jié)用滾針軸承的結構型式較多，但就滾針來說，主要有三種型式：錐頭滾針、平頭滾針及圓頭滾針。為了防止在運輸及安裝過程中掉針，大多都采用錐頭滾針。這種結構的軸承除滾針端頭為圓錐形外，還多了一個擋針圈。并且在外圈滾道與底道之間加工出基底凹槽，滾針圓錐頭靠擋針圈及外圈基底凹槽擋住，從而避免了徑向掉針。其結構如圖4.7所示： </p><p>　

103、　當軸承套的尺寸一定時，應選用小直徑滾針配用較粗的軸頸，同時增加滾針數目，以降低滾針與軸頸間的接觸應力，十字軸滾針軸承中的滾針直徑通常不小于1.6mm以免被壓碎，而且尺寸差別要小，否則會加重載荷在滾針間分配的不均勻性，公差帶控制在0.003mm以內。滾針軸承徑向間隔隙過大，承受載荷的滾針數減少，滾針有被卡住的可能。間隙過小又有可能出現受熱卡住或因臟物阻滯卡住。合適的間隙為0.009~0.095mm,滾針軸承的周向總間隙以0.08~0.3

104、mm為好。滾針的長度一般不超過軸頸的長度，這可使其既具有較高的承載能力，又不致因滾針過長發(fā)生歪斜而造成應力集中。滾針在軸向的游隙通常不應超過0.2~0.4mm。</p><p>　　圖4.7 滾針軸承剖面圖</p><p>　　1-旋轉軸油封；2-擋針圈；3-滾針軸承帽；4滾針；5-油封擋圈</p><p>　　十字軸滾針軸承的接觸應力應滿足：</p>

105、<p><b>　?。?.13）</b></p><p>　　式中：—滾針直徑（mm）；</p><p><b>　　—十字軸軸頸直徑；</b></p><p>　　—滾針工作長度（mm）；</p><p>　　—合力F作用下一個滾針所受的最大載荷（N），由下式確定：</p>

106、<p><b>　?。?.14）</b></p><p>　　式中：i—滾針列數；</p><p>　　z—每列中的滾針數。</p><p>　　當滾針和十字軸軸頸表面硬度在58HRC以上時，許用接觸應力為3000~3200MPa。所設計滾針軸承的滾針列數為i=1，每列中的滾針數z=50。將i=1,z=50，F=31431.87N

107、代入公式4.14得：</p><p>　　將mm，mm，mm，N代入公式4.13得：</p><p><b>　　MPa</b></p><p>　　經校核軸承滾針接觸應力符合設計要求。</p><p>　　另外，應檢查與從動軸萬向節(jié)叉連接的滾針軸承的最大負荷，使其不超過許用值。這一最大作用力，可按如下公式計算：<

108、/p><p><b>　?。?.15）</b></p><p><b>　　式中：z—滾針數；</b></p><p>　　，—滾針的直徑和工作長度(mm)；</p><p>　　—發(fā)動機在最大轉矩下的轉速；</p><p>　　—自發(fā)動機至萬向節(jié)間的變速機構的低檔傳動比；<

109、;/p><p><b>　　—萬向節(jié)工作夾角。</b></p><p>　　將z = 50,mm,mm,r/min,N代入公式</p><p><b>　　4.15得:</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N

110、</b></p><p>　　經校核滾針軸承承能承受的最大負荷符合設計要求。</p><p>　　當軸承滾針沿圓周無間隙布置時，滾針中心的最大分布直徑如圖4.8.a所示：</p><p>　　(a) 滾針沿圓周無間隙布置 (b) 滾針沿圓周間隙布置</p><p><b>　　圖4.8滾針布置圖</b>

111、;</p><p><b>　?。?.16）</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　式中：Z—滾針數。</b></p><p>　　當滾針間的距離為f時，滾針中心分布直徑由增加到如圖4.8.b所示：</p><p>

112、;<b>　?。?.17）</b></p><p>　　式中：—滾針軸承兩個滾針間的間隙。</p><p>　　合適的間隙為0.009~0.095mm，滾針軸承的周向總間隙以0.08~0.30mm為好。當mm時：</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　4.4.3十字軸萬向節(jié)的

113、傳動效率</p><p>　　十字軸萬向節(jié)的傳動效率與兩軸的軸間夾角、十字軸的支承結構和材料、加工和裝配精度及潤滑條件等有關。當時，可按下式計算：</p><p><b>　　（4.18） </b></p><p>　　式中：-十字軸萬向節(jié)傳動效率；</p><p>　　f-軸頸與萬向節(jié)叉的摩擦因數，滑動軸承：f=015

114、～0.20.滾針軸承：f=0.05～0.10；</p><p><b>　　-十字軸軸頸直徑；</b></p><p>　　-合力作用線到十字軸中心之間的距離。</p><p><b>　　代入式4.18得：</b></p><p>　　十字軸萬向節(jié)的傳動效率為99%，符合設計標準。</p&g

115、t;<p>　　4.5連接元件的設計</p><p><b>　　4.5.1連接螺栓</b></p><p>　　在發(fā)動機前置后驅動的汽車中，連接變速器與驅動橋之間的傳動軸是靠萬向節(jié)叉與驅動橋或變速器的法蘭盤組成的聯(lián)軸器來傳遞轉矩的，一般情況下，都是選用結構簡單、成本低、可傳遞較大轉矩的凸緣聯(lián)軸器。</p><p>　　凸緣叉按標