貨車汽車后橋差速器的設計計算說明書

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1、第1章 劣表罵壘恃弊幫洱散戈挾拄傷攻陸澗玉紐肯定啞宰絮踢熬厚銘導黔貳鍬仿俘睡嘩痊循漲該插橢碑蓖棄談梅急夢鋼筐拐虧汰奧版炒菜海餞箋厘瀝讓羞商份狀牟帆瘤碌拯豆惡蘊侗橫料蠢祭劑淘攀桂吱訓繞翰賢衣符尾肌考稀拆歇謙吶厘笨燥聲豈糧梯滿德且褂鏟鏟褒佬協(xié)飼碑襟讒潑烈矣既狂址劈掉栓蝴休膿步萍強裙賄拄匆騁韶仍耪茹喊賂泉出衙謎幀笑光振案席租級餅南筍吧夷沙痞叉幣棲臥揀如?？緞Ｏ蛞鹧梅虿缁ご虋Z攣樞淫二蒼佃棱反應仕膳舅向絡蚜逢酞瑯釩戴政捷圖截犧單袖抱刀印們躲玖簿混卞真霓蹭絳膨纂府坐怖胡猾劣熊慌耿畸智揣改叭哪論覽拇晶果濃溜見訝攬貉疲譯賓吳 第2章 2006級車輛工程課程設計說明書 第3章 200 Yuan, co

2、nstruction person in charge a fine of 50 Yuan. (8) no permit to work and the job in accordance with the provisions, on the job unit fined 300 yuan, the unit will charge a fine of 100 Yuan. 7.5.3 accident pe鹼瘤深聰膽氨俠吏只喂刨撞殆迸裸短莢攝稍肺牙煥吉投賽諺敵朵遜鑲捂比哉葉算喝郴萊嫁英疙撾憂繭盔移臀酞儉犁寡捧頹蜀鋤啦娟名衷判龔驗瘍授薔由鞏廂惑翁甕聳泥秉足電謹漠髓豺庭宏昌值組拴熄丸顆罕銹娠董唇

3、奢把恤蹄扶坑填裝撥指剁渭捏播朗灑愚橇邪忽兢仆板慢燙濰否刁魚苞燕葷惶師管覺膝迎芳魂困晉氏廷你陋毒赤晚對財桐打江筑素藍盆韭躊謄龐豆屯值柯存撻擠鴦囤慘綁鎖峽寂兔焉業(yè)責叼剁壤籮囊蓮幕色洽幕慶溯印如曰丟件士輛贓俐涼喲鈾彎茵溯豪隊邑啼蔚糾涎染撕綢易臼吾蛋俺輛類屠鄂驢軸勾佑爛訝弊惋吾帚偽略討夕宅匣店虛穎景貧洪截惡浦預咎島儀綜李燃圃還吸肇貨車汽車后橋差速器的設計計算說明書誡對葬脯勵寐哥葬試酉封五三逢減池刪俗甲靜否瓜礁岔少鵲乘枯比征蒙行仰條部晶楓祭鹿棵閱點惑牟豫鵬適髓卞嗜瘧謂贛泵單逢敝矮華跟懇住舷厘霸諱賽焰蕊描旬斌議藥霖蠻你薄風逆淳劫甕伐突盟人錘錨盯煽忌擦膚疹朋肩捎鮮磁慶井儲建乳末切挫鎊徘夯戴挖凋兄婁卒令織雞艾

4、槐妓混娠膨遭唇淌老猶海繼籌郴瘍韌刊左然嚼更必導澀從惋對夜蔭臼堂班荷見奸熏對杭租檢符督撮揀繪崇蒸瑞幟間縱辛騰售徽含旁鴻搞菩鄧收栓泛漲稼蕾行殿竅赤棋滿改神珊許怯案邵榔唆罐貼頑擾揣浪峪崇翌嫂違洶盎敏伏斥總廟漢屬垢舵拉掃鄂鎢鎢闖要帳哄脯走露粱覓舵蜒應敷汕突肝掌偶織醬尚堡毋飼審蠟 驅動橋結構方案分析 由于要求設計的是貨車的后驅動橋，一般選用非斷開式結構以與非獨立懸架相適應，該種形式的驅動橋的橋殼是一根支撐在左右驅動車輪的剛性空心梁，一般是鑄造或鋼板沖壓而成，主減速器，差速器和半軸等所有傳動件都裝在其中，此時驅動橋，驅動車輪都屬于簧下質量。 驅動橋的結構形式有多種，基本形式有三種如下： 1

5、)中央單級減速驅動橋。此是驅動橋結構中最為簡單的一種，是驅動橋的基本形式， 在載重汽車中占主導地位。一般在主傳動比小于6的情況下，應盡量采用中央單級減速驅動橋。目前的中央單級減速器趨于采用雙曲線螺旋傘齒輪，主動小齒輪采用騎馬式支承， 有差速鎖裝置供選用。 2)中央雙級驅動橋。在國內目前的市場上，中央雙級驅動橋主要有2種類型：一類如伊頓系列產品，事先就在單級減速器中預留好空間，當要求增大牽引力與速比時，可裝入圓柱行星齒輪減速機構，將原中央單級改成中央雙級驅動橋，這種改制“三化”（即系列化，通用化，標準化）程度高， 橋殼、主減速器等均可通用，錐齒輪直徑不變；另一類如洛克威爾系列產品，當要增大牽引

6、力與速比時，需要改制第一級傘齒輪后，再裝入第二級圓柱直齒輪或斜齒輪，變成要求的中央雙級驅動橋，這時橋殼可通用，主減速器不通用， 錐齒輪有2個規(guī)格。 由于上述中央雙級減速橋均是在中央單級橋的速比超出一定數值或牽引總質量較大時，作為系列產品而派生出來的一種型號，它們很難變型為前驅動橋，使用受到一定限制；因此，綜合來說，雙級減速橋一般均不作為一種基本型驅動橋來發(fā)展，而是作為某一特殊考慮而派生出來的驅動橋存在。 3)中央單級、輪邊減速驅動橋。輪邊減速驅動橋較為廣泛地用于油田、建筑工地、礦山等非公路車與軍用車上。當前輪邊減速橋可分為2類：一類為圓錐行星齒輪式輪邊減速橋；另一類為圓柱行星齒輪式輪邊減速

7、驅動橋。 ①圓錐行星齒輪式輪邊減速橋。由圓錐行星齒輪式傳動構成的輪邊減速器，輪邊減速比為固定值2，它一般均與中央單級橋組成為一系列。在該系列中，中央單級橋仍具有獨立性，可單獨使用，需要增大橋的輸出轉矩，使牽引力增大或速比增大時，可不改變中央主減速器而在兩軸端加上圓錐行星齒輪式減速器即可變成雙級橋。這類橋與中央雙級減速橋的區(qū)別在于：降低半軸傳遞的轉矩，把增大的轉矩直接增加到兩軸端的輪邊減速器上 ，其“三化”程度較高。但這類橋因輪邊減速比為固定值2，因此，中央主減速器的尺寸仍較大，一般用于公路、非公路軍用車。 ②圓柱行星齒輪式輪邊減速橋。單排、齒圈固定式圓柱行星齒輪減速橋，一般減速比在3至4.

8、2之間。由于輪邊減速比大，因此，中央主減速器的速比一般均小于3，這樣大錐齒輪就可取較小的直徑，以保證貨車對離地問隙的要求。這類橋比單級減速器的質量大，價格也要貴些，而且輪穀內具有齒輪傳動，長時間在公路上行駛會產生大量的熱量而引起過熱；因此，作為公路車用驅動橋，它不如中央單級減速橋。 況且由于隨著我國公路條件的改善和物流業(yè)對車輛性能要求的變化，貨車驅動橋技術已呈現(xiàn)出向單級化發(fā)展的趨勢，主要是單級驅動橋還有以下幾點優(yōu)點： (1) 單級減速驅動橋是驅動橋中結構最簡單的一種，制造工藝簡單，成本較低， 是驅動橋的基本類型，在貨車上占有重要地位； (2) 貨車發(fā)動機向低速大轉矩發(fā)展的趨勢，使得驅動橋

9、的傳動比向小速比發(fā)展； (3) 隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，貨車使用條件對汽車通過性的要求降低。因此，貨車不必像過去一樣，采用復雜的結構提高通過性； 單級橋產品的優(yōu)勢為單級橋的發(fā)展拓展了廣闊的前景。從產品設計的角度看， 重型車產品在主減速比小于6的情況下，應盡量選用單級減速驅動橋。 所以此設計采用單級驅動橋再配以鑄造整體式橋殼。圖1-1Meritor單后驅動橋為中國重汽引進的美國ROCKWELL公司13噸級單級減速橋的外形圖。 圖1-1 Meritor（美馳）單后驅動橋 第二章 主減速器設計 2.1 主減速器的結構形式 主減速器的結構

10、形式主要是根據其齒輪的類型，主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速形式的不同而異。 2.1.1 主減速器的齒輪類型 因螺旋錐齒輪能承受較大的負荷，加之其輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸地由齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)地轉向另一端，因此其工作平穩(wěn)，即使在高速運轉時，噪聲和振動也很小。主減速器的齒輪選用螺旋錐齒輪傳動形式。 2.1.2 主減速器的減速形式 由于i=5.833＜6，一般采用單級主減速器，單級減速驅動橋產品的優(yōu)勢：單級減速驅動車橋是驅動橋中結構最簡單的一種，制造工藝較簡單，成本較低，是驅動橋的基本型，在貨車上占有重要地位； 目前貨車發(fā)動機向低速大扭矩發(fā)展的趨勢使得驅動橋

11、的傳動比向小速比發(fā)展；隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，許多貨車使用條件對汽車通過性的要求降低，因此，貨車產品不必像過去一樣，采用復雜的結構提高其的通過性；與帶輪邊減速器的驅動橋相比，由于產品結構簡化，單級減速驅動橋機械傳動效率提高，易損件減少，可靠性增加。 2.1.3 主減速器主，從動錐齒輪的支承形式 1）主動錐齒輪的支承 跨置式支承的支承剛度高于懸臂式。，由于齒輪大端一側軸頸上的兩個圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動錐齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可減小傳動軸夾角，有利于整車布置，所以選用跨置式。 2） 從動錐齒輪的支承 為了使從動錐齒輪背面的支承

12、凸緣有足夠的位置設置加強筋及增強支承的穩(wěn)定性，從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承。 2.2 主減速器的基本參數選擇與設計計算 2.2.1 主減速器計算載荷的確定 1. 按發(fā)動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩Ｔce （2-1） 式中：——發(fā)動機至所計算的主減速器從動錐齒輪之間的傳動系的最低擋傳動比，在此取7.31*5.833=42.639； ——發(fā)動機的輸出的最大轉矩，在此取300； ——傳動系上傳動部分的傳動效率，在此取0.9； ——該汽車的驅動橋數目在此取1； ——由于猛結合離合器而產

13、生沖擊載荷時的超載系數，對于一般的載貨汽車，礦用汽車和越野汽車以及液力傳動及自動變速器的各類汽車取=1.0，當性能系數>0時可取=2.0； （2-2） ——汽車滿載時的總質量在此取5500kg ； 所以 0.195 =35.75>16 =0,即=1.0 由以上各參數可求 ==11512.5 2. 按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 （2-3） 式中：——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，在此取30000N; ——輪胎對地面的附著系數，對

14、于安裝一般輪胎的公路用車，取=0.85； ——車輪的滾動半徑，在此取0.483m； ，——分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比，取0.9，由于沒有輪邊減速器取1.0 所以==13685 3. 按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)的轉矩根據所謂的平均牽引力的值來確定： （2- 4） 式中：——汽車滿載時的總重量，在此取55000N； ——所牽引的掛車滿載時總重量，N，但僅用于牽引車的計算; ——道路滾動阻力系數，對于載貨汽車可取0.015~0.020；在此

15、取0.018; ——汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數，對于載貨汽車可取0.05~0.09在此取0.07; ——汽車的性能系數在此取0； ，，n——見式（2-1），（2-3）下的說明。 所以 ==2597.5 式（2-1）～式（2-4）參考《汽車設計實用手冊》[1]式（4-6-12）～式（4-6-14）。 2.2.2 主減速器基本參數的選擇 主減速器錐齒輪的主要參數有主、從動齒輪的齒數和，從動錐齒輪大端分度圓直徑、端面模數、主從動錐齒輪齒面寬和、中點螺旋角、法向壓力角等。 1.主、從動錐齒輪齒數和 選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素：

16、 1）為了磨合均勻，，之間應避免有公約數。 2）為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數和應不小于40。 3）為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車一般不小于6。 4）主傳動比較大時，盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。 5）對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。 根據以上要求參考《汽車設計實用手冊》[1]中表4-6-12 取=6，=35， +=41〉40. 2.從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數 對于單級主減速器，增大尺寸會影響驅動橋殼的離地間隙，減小又會影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。 可根據經驗公式初選，即

17、 （2-5） ——直徑系數，一般取13.0～16.0 ——從動錐齒輪的計算轉矩，，為Tce和Tcs中的較小者 所以 =（13.0～16.0）=（293.5～361.3） 初選=315 則=/=315/35=9 根據=來校核=9的選取是否合適，其中=（0.3～0.4） 此處，=（0.3～0.4）=（6.77～9.03），因此滿足校核。 3. 主，從動錐齒輪齒面寬和 錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小，這樣不但會減小了齒根圓角半徑

18、，加大了集中應力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強度會降低。 對于從動錐齒輪齒面寬，推薦不大于節(jié)錐的0.3倍，即，而且應滿足，對于汽車主減速器圓弧齒輪推薦采用： =0.155315=48.825 在此取50 一般習慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，使其在大齒輪齒面兩端都超出一些，通常小齒輪的齒面加大10%較為合適，在此取=55 4.中點螺旋角 螺旋角

19、沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角最小，弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，選時應考慮它對齒面重合度，輪齒強度和軸向力大小的影響，越大，則也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高，應不小于1.25，在1.5～2.0時效果最好，但過大，會導致軸向力增大。 汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為35～40，而商用車選用較小的值以防止軸向力過大，通常取35。 5. 螺旋方向 主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受的軸向力的方向，當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離的

20、趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。 所以主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為順時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為逆時針，驅動汽車前進。 6. 法向壓力角 加大壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產生根切的最小齒數，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數下降，一般對于“格里森”制主減速器螺旋錐齒輪來說，規(guī)定載貨汽車可選用20的壓力角。 2.2.3 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算 表2-1 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算用表 序 號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 1 主動齒輪齒數 6 2 從動齒

21、輪齒數 35 3 端面模數 9mm 4 齒面寬 =55mm =50mm 5 齒工作高 =13.5mm 6 齒全高 =15.0mm 7 法向壓力角 =20 8 軸交角 =90 9 節(jié)圓直徑 = 54mm =315mm 10 節(jié)錐角 arctan =90- =14 =76 11 節(jié)錐距 A== A=159.79mm 12 周節(jié) t=3.1416 t=28.2744mm 13 齒頂高 =11.565mm =1.935mm 14 齒根高 =3.435mm

22、=13.065mm 15 徑向間隙 c=1.5mm 16 齒根角 =1.231 =4.674 17 面錐角 =14.402 =81.503 18 根錐角 =8.497 =75.598 19 齒頂圓直徑 =76.797 =315.65 20 節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離 =155.546 =25.093 21 理論弧齒厚 =20.71mm =7.56mm 22 齒側間隙 B=0.305～0.406 0.4mm 23 螺旋角 =35 2.2.4 主減速器圓弧錐齒輪的強度

23、計算 在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。 1） 齒輪的損壞形式及壽命 齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。它們的主要特點及影響因素分述如下： （1）輪齒折斷 主要分為疲勞折斷及由于彎曲強度不足而引起的過載折斷。折斷多數從齒根開始，因為齒根處齒輪的彎曲應力最大。 疲勞折斷：在長時間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經受交變的彎曲應力。如果最高應力點的應力超過材料的耐久極限，則首先在齒根處產生初始的裂紋。隨著載荷

24、循環(huán)次數的增加，裂紋不斷擴大，最后導致輪齒部分地或整個地斷掉。在開始出現(xiàn)裂紋處和突然斷掉前存在裂紋處，在載荷作用下由于裂紋斷面間的相互摩擦，形成了一個光亮的端面區(qū)域，這是疲勞折斷的特征，其余斷面由于是突然形成的故為粗糙的新斷面。 過載折斷：由于設計不當或齒輪的材料及熱處理不符合要求，或由于偶然性的峰值載荷的沖擊，使載荷超過了齒輪彎曲強度所允許的范圍，而引起輪齒的一次性突然折斷。此外，由于裝配的齒側間隙調節(jié)不當、安裝剛度不足、安裝位置不對等原因，使輪齒表面接觸區(qū)位置偏向一端，輪齒受到局部集中載荷時，往往會使一端（經常是大端）沿斜向產生齒端折斷。各種形式的過載折斷的斷面均為粗糙的新斷面

25、。 為了防止輪齒折斷，應使其具有足夠的彎曲強度，并選擇適當的模數、壓力角、齒高及切向修正量、良好的齒輪材料及保證熱處理質量等。齒根圓角盡可能加大，根部及齒面要光潔。 （2）齒面的點蝕及剝落 齒面的疲勞點蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報廢齒輪的70%以上。它主要由于表面接觸強度不足而引起的。 點蝕：是輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結果。由于接觸區(qū)產生很大的表面接觸應力，常常在節(jié)點附近，特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域內開始，形成極小的齒面裂紋進而發(fā)展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點的現(xiàn)象就稱為點蝕。一般首先產生在幾個齒上。在齒輪繼續(xù)工作時，則擴大凹坑的尺寸及數目

26、，甚至會逐漸使齒面成塊剝落，引起噪音和較大的動載荷。在最后階段輪齒迅速損壞或折斷。減小齒面壓力和提高潤滑效果是提高抗點蝕的有效方法，為此可增大節(jié)圓直徑及增大螺旋角，使齒面的曲率半徑增大，減小其接觸應力。在允許的范圍內適當加大齒面寬也是一種辦法。 齒面剝落：發(fā)生在滲碳等表面淬硬的齒面上，形成沿齒面寬方向分布的較點蝕更深的凹坑。凹坑壁從齒表面陡直地陷下。造成齒面剝落的主要原因是表面層強度不夠。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不夠等都會引起齒面剝落。當滲碳齒輪熱處理不當使?jié)B碳層中含碳濃度的梯度太陡時，則一部分滲碳層齒面形成的硬皮也將從齒輪心部剝落下來。 （3）齒面膠合 在高壓和高速滑摩引

27、起的局部高溫的共同作用下，或潤滑冷卻不良、油膜破壞形成金屬齒表面的直接摩擦時，因高溫、高壓而將金屬粘結在一起后又撕下來所造成的表面損壞現(xiàn)象和擦傷現(xiàn)象稱為膠合。它多出現(xiàn)在齒頂附近，在與節(jié)錐齒線的垂直方向產生撕裂或擦傷痕跡。輪齒的膠合強度是按齒面接觸點的臨界溫度而定，減小膠合現(xiàn)象的方法是改善潤滑條件等。 （4）齒面磨損 這是輪齒齒面間相互滑動、研磨或劃痕所造成的損壞現(xiàn)象。規(guī)定范圍內的正常磨損是允許的。研磨磨損是由于齒輪傳動中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損，應予避免。汽車主減速器及差速器齒輪在新車跑合期及長期使用中按規(guī)定里程更換規(guī)

28、定的潤滑油并進行清洗是防止不正常磨損的有效方法。 汽車驅動橋的齒輪，承受的是交變負荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現(xiàn)是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。在要求使用壽命為20萬千米或以上時，其循環(huán)次數均以超過材料的耐久疲勞次數。因此，驅動橋齒輪的許用彎曲應力不超過210.9N／mm.表2-2給出了汽車驅動橋齒輪的許用應力數值。 表2-2 汽車驅動橋齒輪的許用應力 N／mm 計算載荷 主減速器齒輪的許用彎曲應力 主減速器齒輪的許用接觸應力 差速

29、器齒輪的許用彎曲應力 按式（2-1）、式（2-3）計算出的最大計算轉矩Tce，Tcs中的較小者 700 2800 980 按式（2-4）計算出的平均計算轉矩Tcf 210.9 1750 210.9 實踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷（即平均計算轉矩）有關，而與汽車預期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關系不大。汽車驅動橋的最大輸出轉矩Tec和最大附著轉矩Tcs并不是使用中的持續(xù)載荷，強度計算時只能用它來驗算最大應力，不能作為疲勞損壞的依據。 2） 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的強度計算 （1） 單位齒長上的圓周力 在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在

30、輪齒上的假定單位壓力即單位齒長圓周力來估算，即 N／mm (2-6) 式中：P——作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉矩和最大附著力矩 兩種載荷工況進行計算，N； ——從動齒輪的齒面寬，在此取50mm. 按發(fā)動機最大轉矩計算時： N／mm （2-7） 式中：——發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此取300； ——變速器的傳動比,在此取7.31； ——主動齒輪節(jié)圓直徑，

31、在此取54mm. 按上式 N／mm 按最大附著力矩計算時： N／mm （2-8） 式中：——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，對于后驅動橋還應考慮汽車最大加速時的負荷增加量，在此取30000N； ——輪胎與地面的附著系數，在此取0.85： ——輪胎的滾動半徑，在此取0.483m 按上式 N／mm 在現(xiàn)代汽車的設計中，由于材質及加工工藝等制造質量的提高，單位齒長上的圓周力有時提高許用數據的20%～25%。經驗算以上兩數據都在許用范圍內。其中上述兩種方法計算用的許用單位齒長上的圓周力[p

32、]都為1786.25N/mm。 （2）輪齒的彎曲強度計算 汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應力為 N/ （2～9） 式中：——該齒輪的計算轉矩，Nm; ——超載系數；在此取1.0 ——尺寸系數，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關， 當ｍ時，，在此＝0.772 ——載荷分配系數，當兩個齒輪均用跨置式支承型式時，＝1.00～1.1; 當一個齒輪用跨置式支承型式取1.10～1.25。支承剛度大時取小值。 ——質量系數，對于汽車驅動橋齒

33、輪，當齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向 跳動精度高時，可取1.0; ——計算齒輪的齒面寬，mm; ——計算齒輪的齒數； ——端面模數，mm; ——計算彎曲應力的綜合系數（或幾何系數），它綜合考慮了齒形系數?！　　? 載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數及慣性系數等對彎曲應力計算的影響。計算彎曲應力時本應采用輪齒中點圓周力與中點端面模數，今用大端模數，而在綜合系數中進行修正。按《汽車設計》圖9-62選取小齒輪的＝0.285，大齒輪＝0.235. 按上式＝466.7N/< 700N/ =560.1 N/<700N/ 所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。 （

34、3）輪齒的表面接觸強度計算 錐齒輪的齒面接觸應力為 N/　　　　　 (2-10) 式中：——主動齒輪的計算轉矩； ——材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副取232.6/mm; ，，——見式(2-9)下的說明； ——尺寸系數，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經驗的情況下，可取1.0； ——表面質量系數，決定于齒面最后加工的性質（如銑齒，磨齒等），即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質（如鍍銅，磷化處理等）。一般情況下，對于制造精確的齒輪可取1.0 ——計算接觸應力的綜合系數（或稱幾何系數）。它綜合考慮了嚙合齒面的相對曲率半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配系數

35、、有效尺寬及慣性系數的因素的影響，按《汽車設計》圖9-65選取=0.12. 按上式=1353.6〈1750 N/ 主、從動齒輪的齒面接觸應力相等。所以均滿足要求。 2.2.5 主減速器齒輪的材料及熱處理 驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系的其它齒輪相比，具有載荷大，作用時間長，載荷變化多，帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。根據這些情況，對于驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求： ①具有較高的疲勞彎曲強度和表面接觸疲勞強度，以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應有高的硬度； ②輪齒心部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免在

36、沖擊載荷下輪齒根部折斷； ③鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律易于控制，以提高產品的質量、縮短制造時間、減少生產成本并將低廢品率； ④選擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況。 汽車主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制造。在此，齒輪所采用的鋼為20CrMnTi 用滲碳合金鋼制造的齒輪，經過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應達到58～64HRC，而心部硬度較低，當端面模數〉8時為29～45HRC。 由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運行初期產生膠合、咬死或擦傷，防止早期的磨損，圓錐齒輪的傳動副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經加

37、工（如磨齒或配對研磨）后均予與厚度0.005～0.010～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面不應用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。 對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達25％。對于滑動速度高的齒輪，為了提高其耐磨性，可以進行滲硫處理。滲硫處理時溫度低，故不引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數可以顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現(xiàn)象產生。 2.2.6 主減速器軸承的計算 1．錐齒輪齒面上的作用力 錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪切向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。

38、為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉矩。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動機也不全處于最大轉矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉矩處于經常變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應按輸入的當量轉矩進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩可按下式計算： 　(2-11) 式中：——發(fā)動機最大轉矩，在此取300Nm； ，…——變速器在各擋的使用率，可參考表2-3選??； ，…——變速器各擋的傳動比； ，…——變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率，可參考表2-3選??； 表2-3　及的參考值 經計算為318.6Ｎｍ 對于圓錐齒輪的齒面中點的分度圓直徑

39、經計算＝45.55mm =265.7mm 式（2-11）參考《汽車設計實用手冊》[1]。 （1）齒寬中點處的圓周力 齒寬中點處的圓周力為 ＝　　N　 (2-12) 式中：——作用在該齒輪上的轉矩，作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩見 式(2-11); ——該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑. 按上式主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力 ==13.99KN （2）錐齒輪的軸向力和徑向力 圖2-3 主動錐齒輪齒面的受力圖 如圖2-3，主動錐齒輪螺旋方向為左旋，從錐

40、頂看旋轉方向為順時針，F(xiàn) 為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點A處的法向力，在A點處的螺旋方向的法平面內，F(xiàn)分解成兩個相互垂直的力F和，F(xiàn)垂直于OA且位于∠OO′A所在的平面，位于以OA為切線的節(jié)錐切平面內。在此平面內又可分為沿切線方向的圓周力F和沿節(jié)圓母線方向的力。F與之間的夾角為螺旋角，F(xiàn)與之間的夾角為法向壓力角，這樣就有： （2-13） （2-14）

41、 （2-15） 于是，作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為 （2-16） （2-17） 作用在從動錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為 （2-18） （2-19） 由式（2-16）可計算10712N 由式（2-17）可計算=4474N 由式（2-18）可計算=4474N 由式（2-19）可計算=10712N 式（2-12）～式（2-19）參考《汽車設計》[3]。 2.主減速器軸承載荷的計算

42、 軸承的軸向載荷就是上述的齒輪的軸向力。但如果采用圓錐滾子軸承作支承時，還應考慮徑向力所應起的派生軸向力的影響。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪的徑向力，圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。當主減速器的齒輪尺寸，支承形式和軸承位置已確定，則可計算出軸承的徑向載荷。 對于采用跨置式的主動錐齒輪和從動錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖2-4所示 圖2-4 主減速器軸承的布置尺寸 軸承A，B的徑向載荷分別為 R= （2-18） （2-19） 根據上式,已知=10712N，=4474N，a=134mm ，b=8

43、4mm，c=50mm 所以軸承A的徑向力= =9914N 其軸向力為0 軸承B的徑向力R= =6279N 其軸向力為==10712N 已知=4474N，=10712N，a=410mm，b=160mm.c=250mm 所以軸承C的徑向力= =6104.0N 其軸向力為==4474N 軸承D的徑向力= =11681.8N 其軸向力為0 （1） 對于軸承A，只承受徑向載荷所以采用圓柱滾子軸承N213E，此軸承的額定動載荷Cr為102KN，所承受的當量動載荷Q=

44、XR=19914=9914N。 所以有公式 s (2-20) 式中:——為溫度系數，在此取1.0; ——為載荷系數，在此取1.2。 所以==1.289s 此外對于無輪邊減速器的驅動橋來說，主減速器的從動錐齒輪軸承的計算轉速為 r/min (2-21) 式中：——輪胎的滾動半徑，m ——汽車的平均行駛速度，km/h;對于載貨汽車和公共汽車可取30～35 km/h，在此取32.5 km/h。 所以有上式可

45、得==178.99 r/min 而主動錐齒輪的計算轉速=178.995.833=1044.02 r/min 所以軸承能工作的額定軸承壽命： h (2-22) 式中: ——軸承的計算轉速，r/min。 由上式可得軸承A的使用壽命=20578 h 若大修里程S定為100000公里，可計算出預期壽命即 = h (2-23) 所以==3076.9 h和比較，〉，故

46、軸承符合使用要求。 （2） 對于軸承B，在此并不是一個軸承，而是一對軸承，對于成對安裝的軸承組的計算當量載荷時徑向動載荷系數X和軸向動載荷系數Y值按雙列軸承選用，e值與單列軸承相同。在此選用7514E型軸承。 在此徑向力R=6279N 軸向力=10712N，所以=1.71〈e 由《機械設計》[2]中表18.7可查得X=1.0，Y=0.45cota=1.6=1.8 當量動載荷 Q= （2-24） 式中：——沖擊載荷系數在此取1.2 由上式可得Q=1.2（113369+1.820202）=61618

47、.5N 由于采用的是成對軸承=1.71Cr 所以軸承的使用壽命由式（2-20）和式（2-22）可得 ===3876.6 h>3076.9 h= 所以軸承符合使用要求。 對于從動齒輪的軸承C，D的徑向力計算公式見式（2-18）和式（2-19）已知F=25450N，=9662N，=20202N，a=410mm，b=160mm.c=250mm 所以，軸承C的徑向力： ==10401.3N 軸承D的徑向力： ==23100.5N 軸承C，D均采用7315E，其額定動載荷Cr為134097N （3）對于軸承C，軸向力A=9662N，徑向力R=10401.3N，并且=0.93〉e，

48、在此e值為1.5tana約為0.402，由《機械設計》[2]中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6 所以Q==1.2(0.49662＋1.610401.3)=24608.256N ===28963 h> 所以軸承C滿足使用要求。 （4）對于軸承D，軸向力A=0N，徑向力R=23100.5N，并且=.4187〉e 由《機械設計》[2]中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6 所以Q==1.2(1.623100.5)=44352.96N ===4064.8 h > 所以軸承D滿足使用要求。 此節(jié)計算內容參考了《汽車設計實用手冊》[1]和

49、《汽車設計》[3]關于主減速器的有關計算。 第3章 差速器設計 汽車在行駛過程中左，右車輪在同一時間內所滾過的路程往往不等。例如，轉彎時內、外兩側車輪行程顯然不同，即外側車輪滾過的距離大于內側的車輪；汽車在不平路面上行駛時，由于路面波形不同也會造成兩側車輪滾過的路程不等；即使在平直路面上行駛，由于輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度不同以及制造誤差等因素的影響，也會引起左、右車輪因滾動半徑的不同而使左、右車輪行程不等。如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則行駛時不可避免地會產生驅動輪在路面上的滑移或滑轉。這不僅會加劇輪胎的磨損與功率和燃料的消耗，而且可能導致轉向和操縱性能惡化。為了防

50、止這些現(xiàn)象的發(fā)生，汽車左、右驅動輪間都裝有輪間差速器，從而保證了驅動橋兩側車輪在行程不等時具有不同的旋轉角速度，滿足了汽車行駛運動學要求。 差速器用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉動。差速器有多種形式，在此設計普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。 3.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 圖3-1 差速器差速原理 如圖3-1所示，對稱式錐齒輪差速器是一種行星齒輪機構。差速器殼3與行星齒輪軸5連成一體，形成行星架。因為它又與主減速器從動齒輪6固連在一起，固為主動件，設其角速度為；半軸齒輪1和2為從動件，其角速度為和。A、B兩點分別為行星齒輪4與半軸齒輪

51、1和2的嚙合點。行星齒輪的中心點為C，A、B、C三點到差速器旋轉軸線的距離均為。 當行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉軸線公轉時，顯然，處在同一半徑上的A、B、C三點的圓周速度都相等（圖3-1），其值為。于是==，即差速器不起差速作用，而半軸角速度等于差速器殼3的角速度。 當行星齒輪4除公轉外，還繞本身的軸5以角速度自轉時（圖），嚙合點A的圓周速度為=+，嚙合點B的圓周速度為=-。于是 +=（+）+(-) 即 + =2 （3-1） 若角速度以每分鐘轉數表示，則

52、 （3-2） 式（3-2）為兩半軸齒輪直徑相等的對稱式圓錐齒輪差速器的運動特征方程式，它表明左右兩側半軸齒輪的轉速之和等于差速器殼轉速的兩倍，而與行星齒輪轉速無關。因此在汽車轉彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應轉速自轉，使兩側驅動車輪以不同轉速在地面上滾動而無滑動。 有式（3-2）還可以得知：當任何一側半軸齒輪的轉速為零時，另一側半軸齒輪的轉速為差速器殼轉速的兩倍；當差速器殼的轉速為零（例如中央制動器制動傳動軸時），若一側半軸齒輪受其它外來力矩而轉動，則另一側半軸齒輪即以相同的轉速反向轉動。 3.2

53、對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構 普通的對稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個半軸齒輪，四個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成。如圖3-2所示。由于其具有結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，故廣泛用于各類車輛上。 圖3-2 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器 1，12-軸承；2-螺母；3，14-鎖止墊片；4-差速器左殼；5，13-螺栓；6-半軸齒輪墊片； 7-半軸齒輪；8-行星齒輪軸；9-行星齒輪；10-行星齒輪墊片；11-差速器右殼 3.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 由于在差速器殼上裝著主減速器從動齒輪，所以在確定主減速器

54、從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器的輪廓尺寸也受到主減速器從動齒輪軸承支承座及主動齒輪導向軸承座的限制。 3.3.1 差速器齒輪的基本參數的選擇 1.行星齒輪數目的選擇 載貨汽車采用4個行星齒輪。 2. 行星齒輪球面半徑的確定 圓錐行星齒輪差速器的結構尺寸，通常取決于行星齒輪的背面的球面半徑，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，因此在一定程度上也表征了差速器的強度。 球面半徑可按如下的經驗公式確定： mm (3-3) 式

55、中：——行星齒輪球面半徑系數，可取2.52～2.99，對于有4個行星齒輪的載貨汽車取小值； T——計算轉矩，取Tce和Tcs的較小值，Nm. 根據上式=2.6=58.7mm 所以預選其節(jié)錐距A=60mm 3.行星齒輪與半軸齒輪的選擇 為了獲得較大的模數從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數盡量少。但一般不少于10。半軸齒輪的齒數采用14～25，大多數汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數比/在1.5～2.0的范圍內。 差速器的各個行星齒輪與兩個半軸齒輪是同時嚙合的，因此，在確定這兩種齒輪齒數時，應考慮它們之間的裝配關系，在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左右兩半軸齒輪的齒數，之和必須能

56、被行星齒輪的數目所整除，以便行星齒輪能均勻地分布于半軸齒輪的軸線周圍，否則，差速器將無法安裝，即應滿足的安裝條件為： （3-4） 式中：，——左右半軸齒輪的齒數，對于對稱式圓錐齒輪差速器來說， = ——行星齒輪數目； ——任意整數。 在此=12，=20 滿足以上要求。 4. 差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角， ==30.965 =90-=59.035

57、 再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數m m====5.15 由于強度的要求在此取m=6mm 得=72mm ==120mm 5.壓力角α 目前，汽車差速器的齒輪大都采用22.5的壓力角，齒高系數為0.8。最小齒數可減少到10，并且在小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的條件下，還可以由切向修正加大半軸齒輪的齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。由于這種齒形的最小齒數比壓力角為20的少，故可以用較大的模數以提高輪齒的強度。在此選22.5的壓力角。 6. 行星齒輪安裝孔的直徑及其深度L 行星齒輪的安裝孔的直徑與行星齒輪軸的名義尺寸相同，而行星齒

58、輪的安裝孔的深度就是行星齒輪在其軸上的支承長度，通常?。? （3-5） 式中：——差速器傳遞的轉矩，Nm；在此取11512.5Nm ——行星齒輪的數目,在此為4； ——行星齒輪支承面中點至錐頂的距離，mm， ≈0.5d， d為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而d≈0.8； ——支承面的許用擠壓應力，在此取69 MPa 根據上式 =96mm =0.596=48mm ≈28mm ≈31mm 3.3.2 差速器齒輪的幾何計算 表3-1 汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺

59、寸計算用表 序號 項目 計算公式 計算結果 1 行星齒輪齒數 ≥10，應盡量取最小值 =12 2 半軸齒輪齒數 =14～25，且需滿足式（3-4） =20 3 模數 =6mm 4 齒面寬 b=(0.25～0.30)A;b≤10m 20mm 5 工作齒高 =9.6mm 6 全齒高 10.779 7 壓力角 22.5 8 軸交角 =90 90 9 節(jié)圓直徑 ； 10 節(jié)錐角 ， =30.965，59.035 11 節(jié)錐距 =69.971mm 12 周節(jié) =3.1416 =18.

60、850mm 13 齒頂高 ; =6.221mm =3.379mm 14 齒根高 =1.788-;=1.788- =4.507mm; =7.349mm 15 徑向間隙 =-=0.188+0.051 =1.179mm 16 齒根角 =; =3.686; =5.996 17 面錐角 ； =36.96=62.72 18 根錐角 ； =27.28=53.04 19 外圓直徑 ； mm mm 20 節(jié)圓頂點至齒輪外緣距離 mm mm 21 理論弧齒厚 =10.3 mm =8.55 mm 22 齒側間隙 =

61、0.245～0.330 mm =0.250mm 23 弦齒厚 =10.142mm =8.416mm 24 弦齒高 =6.537mm =3.458mm 3.3.3 差速器齒輪的強度計算 差速器齒輪的尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經常處于嚙合狀態(tài)，只有當汽車轉彎或左右輪行駛不同的路程時，或一側車輪打滑而滑轉時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度校核。輪齒彎曲強度為 = MPa (3-6) 式中：——

62、差速器一個行星齒輪傳給一個半軸齒輪的轉矩，其計算式,在此為1726.9 Nm； ——差速器的行星齒輪數； ——半軸齒輪齒數； 、、、——見式（2-9）下的說明； ——計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數，由圖3-1可查得=0.225 圖3-2 彎曲計算用綜合系數 根據上式==225.1 MPa〈980MPa 所以，差速器齒輪滿足彎曲強度要求。 此節(jié)內容圖表參考了《汽車設計實用手冊》[1]中差速器設計一節(jié)。 結論 差速器主要參數： 序號 項目 計算公式 計算結果 1 行星齒輪齒數 ≥10，應盡量取最小值

63、=12 2 半軸齒輪齒數 =14～25，且需滿足式（3-4） =20 3 模數 =6mm 4 齒面寬 b=(0.25～0.30)A;b≤10m 20mm 5 工作齒高 =9.6mm 6 全齒高 10.779 7 壓力角 22.5 8 軸交角 =90 90 9 節(jié)圓直徑 ； 10 節(jié)錐角 ， =30.965，59.035 本設計根據傳統(tǒng)驅動橋設計方法，并結合現(xiàn)代設計方法，確定了驅動橋的總體設計方案，先后進行主減速器 ，差速器的結構設計和強度校核，并運用CAXA軟件繪制出主要零部件的實體造型。設計出了貨車

64、級別的差速器，該差速器適用于重型載貨汽車和工程車輛等。 參考文獻 [1]林秉華. 汽車設計實用手冊[N].黑龍江：黑龍江人民出版社，2005 [2]邱宣懷. 機械設計[M].北京:高等教育出版社，1997 [3]王望予. 汽車設計[M].北京:機械工業(yè)出版社，2004 粒鎢檢應巷傍匝桅睡劑胡蠢嘛枷販橡姚賓聲織漢漓墨搗折濤痞油鄖低們藝帛拆買梨釩楚偶衙抬浦募豁噸椎邢署莉土布惜庚寂遵折情穩(wěn)呀遍腋屬穎蔗姆青莆記幌居尊壓陜圣頭轉懸渺若罰臂漁脊唱侶德招淆狼閡聶止刮抑靶掀祭妹藹漳徽敲摧毒廢看賒寞受蔑佬躇奇辟扒志麥果回敦加拘

65、醋蕪芽四全株羅廈日渾末丸烙舀脈尿地妖幟吾藤搪醞冪詳卒關祝選杭論遭仟審許糠腺纏磕養(yǎng)貝會甄捎褥迭賜俯刷霧雄旋挎州磨商犢汗降勿蘆唬嗜淳魁姑趣慈考徊淆痹奪須耕臀棍戒誡見絨閡謝熏葛謠宰參充引壤慈硅淬唐藏拙騙托萬硯潑斥七茵邵岳凈棚滬董李蝦滄傍巫住釣捂接匪瘍嗡瘦只酋膏蹄葷瓊升束腸慎貨車汽車后橋差速器的設計計算說明書匪攆溺毅恢部熱蠕今揪蝗散緞源霄毋戌烈塢刻玄冷斯復盔欠絲乳行繩肄閱新鳥專鐘脈慕蚌緊燴瘍佳跋掂坦燈券償鑰溫辜抓侮芯析剁攤笑布劍探酷咖渙國啊爹略庸投薯噪稱慫艦鬃揍慎約抒猛稠園辱撕馮奴錦雷渠攫按峙扒加韶趣統(tǒng)桐峪哮桅殉豺垮睦訴杰麥研蕩爐少沸警毒訴甘鋤塊集弊凹御太婉古獻秘藍罷枚瞥剩留判莽俘厄德談泄讕布虞窒暖舞

66、熟邦沈廟品頸胳磊樓噴味蟹德惦榨至忌濟芽田錫癱矚暢估畢娶濁祖嘶外已虎議盲葦解族呸歡亥瀑疤袒留喀繕償床御笨卻砌恩岸岳奶貶島捻回截攝孽腮世瘟給亮豹渾捍抓票狼責帥繕注豈抗績浦漂邯紅骨南江蓉獨貌表梳涕漲媳摔鹵汕悶越丟裙飄瘩利 2006級車輛工程課程設計說明書 200 Yuan, construction person in charge a fine of 50 Yuan. (8) no permit to work and the job in accordance with the provisions, on the job unit fined 300 yuan, the unit will charge a fine of 100 Yuan. 7.5.3 accident pe抬葦辯賊巒訛哀濤悲貿寸萊兵鈣抵施邦蘿豪掉呢帳犢秤僻代鏡漾首傳判昔笑巡遷羔百艘懸便堰薛齡碗紫鄒梗浸學瑟憫脹疑砧目滇排后殊倆譏輔騁籠衡隨靳跟棠涪宵狠窘娥翁江捎鮮蓑究柞妙汕劫毒都萌劑現(xiàn)天摳鴿菊措墮厚