【正文】 動半軸的非斷開式驅動橋； (c)斷開式驅動橋 方案（一）：非斷開式驅動橋 圖 32 非斷開式驅動橋 普通非斷開式驅動橋 [2]，如圖 32，由于其結構簡單、造價低廉、工作可靠，最廣泛地用在各種載貨汽車、客車和公共汽車上，在多數的的越野汽車和部分轎車上也采用這種結構。這時整個驅動橋、驅動車輪及部分傳動軸均屬簧下質量，使汽車的簧下質量較大，這是它的一個缺點。采用鋼板沖壓 焊 接的整體式橋殼及鋼管擴制的整體式橋殼，均可顯著地減輕驅動橋的質量。在汽車的輪胎尺寸和驅動橋下的最小離地間隙已經確定的情況下，也就限定了主減速器從動齒輪直徑的尺寸。后者僅推薦用于主減速比大于 且載貨在 6t 以上的大型汽車上。在后一 種情況下又有五種布置方案可供選擇。斷開式驅動橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運動，所以這種橋稱為斷開式的。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架橫梁或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯(lián)。兩側的驅動車輪由于采用獨立懸掛則可以彼此獨立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應地就要求驅動車輪的傳動裝置及其外殼或套管，作相應擺動。 汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置 的工作特性是決定汽車行駛平順性的主要因素，因汽車簧下部分質量的大小，對其平順性也有顯著的影響。但是，由于斷開式驅動橋及與其相配的獨立懸掛的結構復雜，故這種結構主要見于對行駛平順性要求較高的一部分及一些越野汽車上，且后者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅動 的重型越野汽車。在多橋驅動的情況下，動力經分動器傳給各驅動橋的方式有兩種。前者為了把動力經分動器傳給各驅動橋，需分別由分動器經各驅動橋自己專用的傳動軸傳遞動力，這樣不僅使傳 動軸的數量增多，且造成各驅動橋的零件特別是橋殼、半軸等主要零件不能通用。 為了解決上述問題，現(xiàn)代多橋驅動汽車都是采用貫通式驅動橋的布置型式。汽車前后兩端的驅動橋（第一、第四橋）的動力，是經分動器并貫通中間橋（分別穿過第二、第三橋）而傳遞的。這對于汽車的設計（如汽車的變形）、制造和 維修，都帶來方便。 經上述分析，考慮到所設計的輕型載貨汽車的載重和各種要求，其價格要求要盡量低，故其生產成本應盡可能降低。 4 具體設計說明 主減速器的設計 主減速器的結構型式 主減速器的結構型式，主要是根據其齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速型式的不同而異。 圖 41 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪傳動 (a)螺旋錐齒輪傳動； (b)雙曲面齒輪傳動 采用雙曲面齒輪。其空間交叉角（即將一軸線平移，使之與另一軸線相交的交角）也都是采用 90176。這個偏移量稱為雙曲面齒輪的偏移距。這樣就能在每個齒輪的兩邊布置尺寸緊湊的支承。和螺旋錐齒輪由于齒輪的軸線相交而使得主、從動齒輪的螺旋角相等的情況不同，雙曲面齒輪的偏移距使得主動齒輪的螺旋角大于從動 齒輪的螺旋角。主動齒輪的端面模數或端面周節(jié)是大于從動齒輪的。其增大的程度與偏移距的大小有關。隨偏移距的不同，雙曲面齒輪與接觸應力相當的螺旋錐齒輪比較，負荷可提高至 175%。當要求傳動比大而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪更為合理。對中等傳動比，兩種齒輪都能很好適應。雙曲面齒輪的 偏移距還給汽車的總布置帶來方便。 本設計采用組合式橋殼的單級主減速器（圖）。其主、從動錐齒輪軸承都直接支承在與橋殼鑄成一體的主減速器殼上，結構簡單、支承剛度大、質量小、造價低。 圖 43 騎馬式支承 1調整墊圈； 2調整墊片 本設計采用騎馬式支承（圖 43）。騎馬式支承使支承剛度大為增加，使齒輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式 1/30以下。齒輪承載能力較懸臂式可提高 10%左右。騎 馬式支承的導向軸承（即齒輪小端一側的軸承）都采用圓柱滾子式的，并且其內外圈可以分離，以利于拆裝。 主減速器從動錐齒輪的支承型式及安裝方法 圖 44 主減速器從動錐齒輪的支承型式及安置辦法 主減速器從動錐齒輪的支承剛度依軸承的型式、支承間的距離和載荷在軸承之間的分布而定。 為了防止從動齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承也應預緊。球面圓錐滾子軸承（圖 44（ b））具 有自動調位的性能，對軸的歪斜的敏感性較小，這在主減速器從動齒輪軸承的尺寸大時極其重要。 A. 主減速比 0i 的確定 主減速比對主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經濟性都有直接影響?？衫迷诓煌?oi 下的功率平衡圖來研究 0i 對汽車動力性的影響。 為了得到足夠的功率儲備而使最高車速稍有下降， 0i 按下式計算 [3]： ghapr inrim a x0)( ?～? ? ?14? 式中： r — 車輪滾動半徑， m； ghi — 變速器最高檔傳動比； maxa? — 汽車最高車速； pn — 發(fā)動機最大轉速 ??ghapr inrim a x0)( ?～ ???? 根據所選定的主減速比 oi 值，確定主減速器的減速型式為單級。既 [3]： nKiTT TTLeje /0m a x ????? 　 ? ?24? LBLBrj i rGT ? ??? ? ?? 2 ? ?34? 式中： maxeT — 發(fā)動機最大轉矩， mN? ； TLi — 由發(fā)動機到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比； T? — 上述傳動部分的效率，取 ?T? ； 0K — 超載系數，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳動的各類汽車取 10?K ； n — 該車的驅動橋數目； 2G — 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負載， N；對后橋來說還要考慮到汽車加速時的負荷增大量； ? — 輪 胎對路面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取?? ； r — 車輪的滾動半徑， m； LB? ， LBi — 分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和減速比（例如輪邊減速器等）。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)轉矩是根據所謂平均牽引力來確定的，即主減速器從動齒輪的平均計算轉矩 jmT （ Nm）為 [4] )()( PHRLBLB rTajm fffni rGGT ???? ??? ? ? ?44? 式中： aG — 汽車裝載總重， N； TG — 所牽引的掛車滿載總重， N，但僅用于牽引車； Rf — 道路滾動阻力系數； Hf — 汽車正常使用時的平均爬坡能力系數； Pf — 汽車或汽車列車的性能系數。當 ?0i 6 時， 1z 的最小值可取為 5，但為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強度， 1z 最好大于 5。 可根據從動錐齒輪的計算轉矩（見式 4式 45并取兩者中較小的一個為計算依據）按經驗公式選出： 32 2 jd TKd ?? ? ?64? 式中 d — 從動錐齒輪的節(jié)圓半徑， mm； 2dK— 直徑系數，取 16132 ～?dK