Vamin-минимальная скорость движения автомобиля, км/ч;

Для расчетов Vamin=2км/ч.

Uн”=0,377∙600∙0,710/(7,82∙7,22∙2)=1,42.

Для дальнейших расчетов передаточного числа низшей передачи принимаем: Uн=3,000;

Число циклов напряжений первичного вала:

Nk1=Nkвых+(tн∙Nkвых∙Uн)/100; (14)

Nk1=4∙10⁷+(5∙4∙10⁷∙3,00)/100=4,6∙10⁷циклов

Определение передаточного числа межосевого дифференциала. Передаточное число межосевого дифференциала:

U₃=G₃/Gn; (15)

U₃=9590/62100=1,544.

Число циклов напряжений сателлитов Nk32 в соответствии с заданным сроком службы:

Nk32=(Nkвых+tн∙Nkвых∙Uн/100)∙t₃/(100∙U₃); (16)

Nk32=(4,6∙10⁷+5∙4,6∙10⁷∙3,00/100)∙4/(100∙1,544)=1,25∙10⁶.

Рассогласованность работы вала привода переднего моста и вала привода мостов задней тележки t=4%.

В дальнейшем при упоминании межосевого дифференциала будем подразумевать межосевой дифференциал серийной раздаточной коробки, который с небольшими конструктивными изменениями, в целях унификации, предполагается использовать в предлагаемой раздаточной коробки.

1. Определение расчетных нагрузок.

Крутящий момент, подводимый к ведущему валу раздаточной коробки:

Tв=Tamax∙U∙ήk; (17)

где Tamax-максимальный крутящий момент двигателя, H∙n;

U-наибольшее передаточное число коробки передач. Применяем

U=Uз.я.м.=7,82;

.ήk-коэффициент полезного действия части трансмиссии до раздаточной коробки.

.ήk=ή^k∙ήⁱ; (18)

где k- количество пар зацеплений зубчатых колес, k=2;

.i – количество карданных шарниров; i=2;

.ήk=0,98²∙0,99²⁼0,941;

Tв=1078∙7,82∙0,941=7932H∙m

Крутящие моменты, подводимые к валу привода переднего моста и к валу привода мостов задней тележки, найден при включенной передаче заднего хода по формулам:

Tвпм=1/3∙Tв; (19)

Tвзm=2/3∙Tв; (20)

Tвпм=1/3∙7932=2644Н∙м;

Tвзm=2/3∙7932=5288 Н∙м;

Крутящие моменты, подводимые к валам при включении низшей передачи в раздаточной коробке, будут выше рассмотренных ранее на величину трансформации в зубчатом зацеплении понижающей передачи.

Крутящий момент подводимый к валу привода переднего моста найден по формуле:

Tнnм=Uрк∙T∙ή; (21)

где Uрк- передаточное число раздаточной коробки;

.ή- КПД зубчатой передачи ή=0,98;

Tнnм=3,00∙7932∙0,98=23320,08 Н∙м;

Tнзт=3∙1906,6=5605,4 Н∙м.

Результаты вычислений крутящих моментов сведены в таблицу 2.

Таблица 2-Крутящие моменты на валах.

Наименование вала	Значение крутящего момента на передаче, Н∙м.
	высшей	Низшей
Ведущий вал.	2860	2860
Вал привода переднего моста.	2644	23320,08
Вал привода задней тележки.	1906,6	5605,4

4. Расчеты раздаточной коробки.

5.1. расчеты зубчатых колес. Выбор материала зубчатых колес, назначение общих параметров. Твердость зубчатых колес приведена в таблице 3.

Таблица 3- Твердость зубчатых колес.

наименование	обозначения	Шкала твердости
		HB	HRCэ	HV
Твердость поверхности	Ho	625	60	800
Твердость сердцевины	Hk	350	40	380

С целью обеспечения контактной и изгибной прочности и выносливости зубьев передач, для изготовления зубчатых колес назначаем сталь 25 ХГМ по, закаливаемую и низко отпускаемую после нитроцементации. С толщиной упрочненного слоя ht=0,6…0,8 мм, перелом прочности мПа; мПа, пределом текучести мПа и плотностью кг/м³.

В соответствии с [4; 8; 9] для производства зубчатых колес назначен исходный контур с параметрами, приведенными в таблице 4.

В целях увеличения прочности зубчатых колес, повышение плавности и снижения шума работы на постоянно работающей передачи используем шевронный вид зацепления с фиентировачным углом наклона зубьев ̀̀̀̒=20̒, а для возможности осуществления отбора мощности и исключения, в совокупности с шевронной передачей, осевых нагрузок на опоры, пару шестерен понижающей передачи, включаемую на продолжительное время, предлагается выполнить на неподвижных опорах и с прямозубым видом зацепления зубчатых колес.