将所求系数代入式2-30可得
??H???HlimZNSHlim?1160?1.45?1.05?1601.9MPa
Hp=1601.9N/㎜
2
由上可知，齿面接触应力σH=779.4N/㎜2﹤σ故齿轮副c-b满足接触应力的强度条件。
；
2.2.8 行星轴的设计
本课题设计的轮边减速器的传动中都是直齿轮传动，因此不会有轴向载荷，只有径向载荷作用到轴承上，但考虑到在实际工作中可能会受到外界的干扰而存在轴向力，所以采用了双列圆锥滚子轴承。
前文已求得中心轮a在每一个功率分流上的切向力Ft=30.40KN，由牛顿第三定律知道行星轮c受到中心轮a的切向力大小也为Ft，对行星轮c作受力分析可知：内齿圈b作用于行星轮c的切向力大小为Ft，行星轮轴对行星轮c的作用力为2Ft。
行星轮轴材料选用45钢，并根据标准YB 6-90知其屈服强度极限：
σs=300，抗拉强度σb=600，考虑到可能的冲击，取安全系数S=4，其许用弯曲应力???b?245MPa。
当行星轮相对于行星架对称配置时，载荷Ft作用在轴跨距的中间。根据行星轮齿宽，并给将来设计选择的轴承留余量，取跨距长度。
L=110㎜，当行星轮在转臂中的配合选为H7/h6时，就可以把它看成是具有跨距为l的双支点梁。由于轴较短，可以认为轴是沿整个跨度承受均布载荷q=F/l。 危险截面（在跨度中间）内的弯矩可由式2-31计算：
ql2FtlM??88 (2-31)
30400?110?418000N.mm； 8故行星轮轴的最小直径：
代入式5.1可得M?d?332M????b?332?418000?25.9 (2-32)
??245出于轴承润滑考虑和冲击载荷，故将直径放大，取行星轮轴的外径28㎜。 为了满足轴承润滑，在行星轴上加工油孔。
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图2-9行星轴
2.2.9 花键的选用及校核
花键联接靠轴和毂上的纵向齿的互压传递扭矩，可用于动联接和静联接。根据齿形不同，花键联接分为矩形联接和渐开线联接。本设计中共有三处采用花键连接，分别是输入端与太阳轮、齿圈毂与内齿圈，齿圈毂和桥壳总成的联接。输入端与太阳轮除采用矩形花键联接。由于渐开线花键具有自动定心的作用，有利于保证连接的同心度，并且齿根部较厚，强度高，承载能力大，寿命长的优点，为保证良好的同心定位效果，齿圈毂与内齿圈，齿圈毂和桥壳总成的联接花键副均采用圆柱直齿渐开线花键连接。
（1）主动轴花键的选择及强度计算
花键轴的设计，可以采用类比法，根据已有产品的实例选参数，并查手册设计，最后进行校核计算。
输入轴的直径D=56mm,查手册，采用矩形花键联接，取z1=10mm,d=46mm,b=7mm。
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花键连接可以做成静连接，也可以做成动连接。对于静连接主要失效形式为齿面压溃；对于动连接主要形式为工作面磨损。本课题花键连接采用静连接，其校核计算公式如式2-32
?p?2T?[?p]?zhldm (2-32)
式中：T—传递的转矩，N.㎜；
υ—各齿间载荷不均匀系数，一般取υ=0.7:0.8，齿数多时取偏小值；
z—花键齿数； l—齿的工作长度，㎜； h—花键齿侧面工作高度，㎜；
dm—花键平均直径，㎜，对矩形花键dm????p??—许用挤压应力，MPa。
D?d； 2花键副的工作长度l=56㎜，取载荷不均匀系数υ=0.75，工作高度h=5，平均直径dm=51㎜，查表，取许用挤压应力?输入转矩T=6991.65N.m，代入式2-32??p??=200MPa，可得
2T2?6991650??130.56MPa???p??200MPa ???zhldm0.75?10?5?56?51?p?可见所选参数的花键副满足强度条件。
主动轴花键上安装太阳轮，为了对其固定，需要加工出弹性挡圈沟槽，如下图
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图2-10 花键轴
（2）齿圈毂与内齿圈啮合处花键的选择及强度计算
为了便于加工制造，在内齿圈中取出材料够成花键。取花键平均直径直径是dm=231mm,所选取模数为4，齿数为57，用式2-32
?p?2T?[?p]?zhldm
其中取υ=0.75,z=57,h=5,dm=230㎜,l=16.7㎜；
?p?2T2?17320000??42.0MPa???p??200MPa； ???zhldm0.75?57?5?16.7?231显然，强度能够满足要求。
（3）输入端与太阳轮花键设计与校核
输入端与太阳轮处花键采用渐开线花键，查手册，取压力角为30，z=24,m=3.5。用式2-32
其中取υ=0.75,z=24,h=m=3.5,dm=84㎜,l=55.6㎜；
?p?2T2?17320000??117.73MPa???p??200MPa ???zhldm0.75?24?3.5?55.6?84显然，强度能够满足要求。
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