6ZL20轮式装载机驱动桥设计.doc

青海大学成人本科毕业（设计）论文： ZL20轮式装载机驱动桥设计
ZL20轮式装载机驱动桥设计
摘 要
驱动桥是装载机传动系统的重要组成部件，其性能的好坏将直接影响整个装载机的工作能力与效率，为了充分理解装载机的驱动桥的结构与工作原理，特以ZL20型装载机为例来研究，设计其驱动桥。
本次设计内容为ZL20装载机驱动桥设计，可分为主传动的设计、半轴的设计、差速器的设计、最终传动的设计四大部分。驱动桥是轮式装载机底盘的主要组成部分，其作用是将发动机的扭矩进一步增大，以适应车轮为克服前进阻力所需要的扭矩。驱动桥包括主传动器、差速器、半轴、最终传动、桥壳等部件。ZL20装载机为充分利用其附着重量，达到较大的牵引力，采用全桥驱动桥。其减速比一般为12～35，并按以下原则进行速比分配：在最终传动能安装的前提下，为了减小主传动及半轴所传递的扭矩，将速比尽可能地分配给最终传动，使整体结构部件尺寸减小，结构紧凑。
其中主传动锥齿轮采用35º螺旋锥齿轮，这种类型的齿轮的基本参数和几何参数的计算是本次设计的重点所在。将齿轮的几个基本参数，如齿数，模数，从动齿轮的分度圆直径等确定以后，用大量的公式可计算出齿轮的所有几何参数，进而进行齿轮的受力分析和强度校核。了解了差速器，半轴和最终传动的结构和工作原理以后，结合设计要求，合理选择它们的形式及尺寸。本次设计差速器齿轮选用直齿圆锥齿轮，半轴采用全浮式 ，最终传动采用单行星排减速形式。
在设计过过程中采用传统方法与当今流行的优化设计方法相结合，力求使设计出的驱动桥更优，从而更好地满足ZL20型装载机的使用需求。

关键词： ZL20，装载机，驱动桥

目录
绪论 1
1主传动器设计 1
1.1螺旋锥齿轮的设计计算 1
1.2 螺旋锥齿轮的强度校核 8
2 差速器设计 11
2.1圆锥直齿轮差速器基本参数的选择 11
2.2差速器直齿锥齿轮强度计算 14
2.3行星齿轮轴直径dz的确定 15
3 半轴设计 16
3.1半轴杆部直径的确定 16
3.2半轴强度验算 16
4 最终传动设计 18
4.1行星排行星轮数目和齿轮齿数的确定 18
4.2齿轮变位 20
4.3齿轮的几何尺寸 22
4.4齿轮的校核 24
4.5 行星传动的结构设计 25
5 各主要花键螺栓轴承的选择与校核 28
5.1 花键的选择及其强度校核 28
5.2 螺栓的选择及强度校核 32
6 驱动桥壳设计 35
7 润滑 36
结论 37
参考文献 38
致谢 39

青海大学成教学院

绪论
装载机是当今工程建设中应用最为广泛的一种工程机械，其在500米运距内铲、运、卸物料非常方便和经济。小至普通家庭房屋建设，大至三峡、青藏铁路等国家重大工程都有其忙碌的身影。
驱动桥是轮式装载机底盘的主要组成部分，其功用是将发动机的扭矩进一步增大，以适应车轮为克服前进阻力所需要的扭矩。
驱动桥包括主传动器、差速器、半轴、最终传动、桥壳等部件。ZL20装载机其减速比一般为12～35，并按以下原则进行速比分配：在最终传动能安装的前提下，为了减小主传动及半轴所传递的扭矩，将速比尽可能地分配给最终传动，使整体结构部件尺寸减小，结构紧凑。
1主传动器设计
主传动器的功用是改变传力方向，并将变速箱输出轴的转矩降低，扭矩增大。本次设计的ZL20型装载机驱动桥采用单级主传动形式，主传动齿轮采用35º螺旋锥齿轮，这种齿轮的特点是：它的齿形是圆弧齿，工作时不是全齿长突然啮合，而是逐渐地从一端连续平稳地转向另一端，因此运转比较平稳，减小了噪音，并且由于螺旋角的关系重合系数增大，在传动过程中至少有两对以上的齿同时啮合，相应的增大了齿轮的负荷能力，增长了齿轮的使用寿命，螺旋锥齿轮的最小齿数可以减少到6个，因而与直齿锥齿轮相比可以实现较大的传动比。
1.1螺旋锥齿轮的设计计算
1.1.1齿数的选择
选择齿数时应使相啮合的齿轮齿数没有公约数，以便使齿轮在使用过程中各齿能相互交替啮合，起到自动研磨作用，为了得到理想的齿面接触，小齿轮的齿数应尽量选用奇数，大小齿轮的齿数和应不小于40。
根据以上选择齿数的要求，参考吉林大学诸文农主编《底盘设计》第233页表6-4，结合本次设计主传动比范围i0=4.677，选取主动小锥齿轮齿数Z1=9，所以从动大锥齿轮齿数Z2=Z1i0=42。
1.1.2 从动锥齿轮节圆直径d2的选择
1）螺旋锥齿轮计算载荷的确定
（1）按发动机与液力变矩器共同输出扭矩最大变速箱一档时从动大锥齿轮上的最大扭矩计算：
（1-1）
式中:
——从动大锥齿轮计算转矩，N·M；
——发动机与液力变矩器共同工作时输出的最大扭矩，由之前的课程设 计装载机发动机与液力变矩器匹配计算可得到=1245 ×0.88=1095.6N·M；
——驱动桥主传动比，已知=4.677；　
——变速箱一档传动比，已知=3.391；
——变矩器到主减速器的传动效率，= 其中为变速箱的效率取0.98，主减速器效率取=0.98，计算得=0.96；
Z——驱动桥数，Z=2。
代入数据计算得：=8391.8 N·M。
此时主动小锥齿轮的转矩可由以下公式计算：
N·M。
(2)按驱动轮附着扭矩来确定从动大锥齿轮的最大扭矩，即：
（1-2）
式中:
——满载时驱动桥上的载荷（水平地面）；
φ——附着系数，φ=0.6～0.8，取0.7；
——驱动轮动力半；，
为车轮的动力半径可由式：

式中:rd——车轮动力半径；
d ——轮辋直径，英寸；
H/B——轮胎断面高宽比；
λ——车轮变形系数；
B——轮胎断面宽度，英寸。
由本次设计任务书可知轮胎规格为：12.5—20（B—d），目前装载机广泛采低压宽基轮胎H/B=0.95～1.15，取H/B=1。查相关资料可得λ=0.1～0.16，取λ=0.13。将其代入上式可得：rd=0.53 m。
if——从动圆锥齿轮到驱动轮的传动比（轮边传动比）已知if=2.813；
ηf——轮边减速器的效率，行星传动通常取0.96（车辆底盘构造与设计 林慕义 张福生 P243 表2-3-1）；
由本次设计任务书可知：车辆工作质量为70KN,额定载重量为20KN；
所以 Ga=70+20=90KN
即可求出： N·M。
因为ZL50型装载机满载时的桥荷分配为前桥70％，故该条件下从动锥齿轮的最大扭矩为：
N·M。
计算中取以上两种计算方法中较小值作为从动直齿轮的最大扭矩，此扭矩在实际使用中并不是持续扭矩，仅在强度计算时用它来验算最大应力。所以该处的计算转矩：
M2max=Mp2=8391.8 N·M
M1max=Mp1=1830.9N·M。
(3)按常用受载扭矩来确定从动锥齿轮上的载荷
轮式装载机作业工况非常复杂，要确定各种使用工况下的载荷大小及其循环次数是困难的，只能用假定的当量载荷或平均载荷作为计算载荷。对轮式装载机驱动桥主传动器从动齿轮推荐用下式确定计算转矩：
（N·M） （1-3）
式中: f——道路滚动阻力系数。f=0.020～0.035，取f=0.03；sina——坡道阻力系数，sina=0.09～0.30,取sina=0.25。
所以
N·M。
主动小锥齿轮上的常用受载扭矩为：
N·M。
2) 从动锥齿轮分度圆直径d2的确定
根据从动锥齿轮上的最大扭矩，按经验公式粗略计算从动锥齿轮的分度圆直径：
（1-4）
式中 : d2 ——从动齿轮分度圆直径，mm；
KD——系数，轮式取2.8～３.48取3.3；
M2max ——从动锥齿轮上的计算扭矩，N·cm；
所以得： mm。
考虑到从动锥齿轮的分度圆直径对驱动桥尺寸和差速器的安装有直接的影响，参考国内外现有同类机型相关尺寸，最终确定从动锥齿轮分度圆直径d2=320 mm。
1.1.3 齿轮端面模数ms的选择
由式 ms=d2/z2=320/42=7.6取标准模数 ms=8mm (见现代机械传动手册 GB/T 12368-1990 )为了知道所选模数是否合适需用下式校对：
（1-5）
（《底盘设计》 吉林工业大学诸文农编 P233）
式中； Km——系数，0.061～0.089；
即： 在0.061～0.089之间
所以所选齿轮端面模数ms=8mm合适。
由此可算出大小齿轮的准确分度圆直径：
d1=ms·z1=8×9=72 mm d2=ms·z2=8×42=336 mm
1.1.4 法向压力角α的选择
螺旋锥齿轮的标准压力角是20º，选择标准压力角有易于选择制造齿轮的刀具，降低生产成本。
1.1.5 螺旋角βm的选择
螺旋角βm指该齿轮节锥齿轮线上某一点的切线与该切点的节锥母线之间的夹角，螺旋角越大锥齿轮传动越平稳，噪音越小，但轴承寿命缩短，因此在轮式装载机上常用βm=35º。
1.1.6 齿面宽b的确定
增加齿面宽理论上似乎可以提高齿轮的强度及使用寿命，但实际上齿面宽过大会使齿轮小端延长而导致齿面变窄，势必减小切削刀尖的顶面宽及其棱边的圆角半径。这样一方面使齿根圆角半径过小，另一方面也降低了刀具的使用寿命。此外由于安装误差及热处理变形等影响会使齿轮的负荷易于集中小端而导致轮齿折断。 齿面过小同样也会降低轮齿的强度和寿命。
通常推荐螺旋锥齿轮传动大齿轮的齿面宽为：
式中 : Ra ------锥齿轮传动的节锥距；

所以：
同时b2不应超过端面模数ms的10倍即：b2≤10ms=10×8=80 mm 所以取 b2=60 mm。
一般习惯使小锥齿轮的齿面宽比大锥齿轮的稍大，使其在大锥齿轮轮齿两端都超出一些，通常小锥齿轮齿面宽比大锥齿轮约加大10%，即：小锥齿轮齿面宽 b1=1.1b2=1.1×60≈66 mm。
1.1.7 螺旋方向的选择
在螺旋齿轮传动中，齿的螺旋方向和轴的旋转方向决定了锥齿轮传动时轴向力方向，由于轴承中存在间隙，故设计时应使齿轮轴向力的方向能将大小锥齿轮相互推开，以保证必要的齿侧间隙，防止轮齿卡住，加速齿面磨损，甚至引起轮齿折断。
根据上述要求，选择主动锥齿轮为左旋，从动锥齿轮为右旋。
1.1.8 齿高参数的选择
轮式装载机主传动器的螺旋锥齿轮采用短齿制和高度修正，这样可以消除小锥齿轮可能发生的根切现象，提高轮齿的强度。高度修正的实质是小锥齿轮采用正移距，此时小锥齿轮齿顶高增大，而大锥齿轮采用负移距，并使其齿顶高减低。小锥齿轮齿顶高的增高值与大锥齿轮齿顶高的减低值是相等的。
由《轮胎式装载机设计》 吉林工业大学工程机械教研室编P187表6-4知
工作齿高：he=2f0ms=1.65×8=13.2 mm
齿全高：h1=(2f0＋C0)ms=1.832×8=14.66 mm(径向间隙系数C0 =0.182 )
大齿轮齿顶高：ha2 =0.380 ms =0.380×8 =3.04 mm
高度修正系数：=0.182
1.1.9 齿侧间隙cn的选择
齿侧间隙是指轮齿啮合时，非工作齿面间的最短法向距离。齿侧间隙过小不能形成理想的润滑状态，会出现表面摩擦，加速磨损，甚至卡死现象；齿侧间隙过大易造成冲击，增大噪声。
参考《底盘设计》吉林工业大学 诸文农编 P238页表6-8选取齿侧间隙为：cn=0.20 mm
1.1.10 理论弧齿厚
螺旋锥齿轮除采用高度变位修正来增加小齿轮强度外，还采用切向变位修正使一对相啮合的轮齿强度接近相等。
切向变位修正指的是使小齿轮的齿厚增加Δs=τms （τ是切向变位系数，查机械设计手册可知τ=0.170）
大小锥齿轮大端面分度圆的理论弧齿厚度S01和S02可按下式计算：

所以：S02= 9.9 mm S01= 15.3 mm
1.1.11 分锥角δ（分度圆锥角）
小锥齿轮分锥角：
大锥齿轮分锥角：
1.1.12 节锥距Ra
mm
1.1.13 齿根角θf
小锥齿轮齿根角：
大锥齿轮齿根角：
1.1.14 顶锥角和δk根锥角δr
小锥齿轮根锥角：
大锥齿轮根锥角：
小锥齿轮顶锥角：
大锥齿轮顶锥角：
此次设计的35 º螺旋锥齿轮几何尺寸详见表1-1：
表1-1 主传动器螺旋锥齿轮几何尺寸（单位：mm）
序号
名称
公式代号
数值
1
齿数
Z1
9
Z2
42
2
端面模数
ms
8mm
3
分度圆直径
d1
72mm
d2
336 mm
4
压力角
α
20º
5
有效齿高
he
13.2 mm
6
全齿高
h=h1=h2
14.66 mm
7
侧隙
Cn
0.20 mm
8
顶隙
C
1.88 mm
9
齿顶高
ha1
10.16mm
ha2
3.04 mm
10
齿根高
hf1
4.5mm
hf2
11.62mm
11
分锥角
δ1
12.095º
δ2
77.905º
12
节锥距
Ra
171.81 mm
13
齿面宽
b1
66 mm
b2
60 mm
14
齿根角
θf1
1.5º
θf2
3.87º
15
顶锥角
δk1
15.965º
δk2
79.405º
16
根锥角
δr1
10.595º
δr2
74.035º
17
大端齿顶圆直径

91.87 mm

337.27 mm
18
螺旋角
βm
35º
19
螺旋方向
小锥齿轮左旋，大锥齿轮右旋
20
周节

31.416 mm
21
理论弧齿厚

15.3 mm

9.9 mm

1.2 螺旋锥齿轮的强度校核
1.2.1 齿轮材料的选择
齿轮材料的种类有很多，通常有45钢、30CrMnSi、35SiMn、40Cr、20Cr、20CrMnTi、12Cr2Ni4、20Cr2Ni4等。
齿轮材料的选择原则：
1）齿轮材料必须满足工作条件的要求。
2）应考虑齿轮尺寸的大小，毛坯成型方法及热处理和制造工艺。
3）正火碳钢不论毛坯的制作方法如何，只能用于制作在载荷平稳或轻度冲击下工作的齿轮，调质碳钢可用于制作在中等冲击载荷下工作的齿轮。
4) 合金钢常用于制作高速重载并在冲击载荷下工作的齿轮。
5) 金属制的软齿面齿轮，配对两轮齿面的误差应保持为30～50HBW或更多。
根据以上原则选小齿轮材料为20Cr2Ni4（渗碳后淬火
齿面硬度 58～62HRC）选取大齿轮材料为30CrMnSi(调质 硬度310～360HBW )。
1.2.2 锥齿轮的强度校核
1）轮齿的弯曲强度计算
其齿根弯曲应力可用以下公式计算：
（1-8）
式中:
——弯曲应力，Mpa；
——齿轮计算转矩，N·mm，在计算疲劳强度时可取平均载荷Mf；
K0 ——过载系数，与锥齿轮副运转的平稳性有关。对有液力变矩器的轮式装载机取K0=1.25；
——动载系数，与齿轮精度及节圆线速度有关。当轮齿接触良好节距与同心度精度高时可取Kv=1.0；
Ks ——尺寸系数，反映了材料性质的不均匀性与轮齿尺寸热处理等因素有关。因为ms=10≥1.6 mm时，所以；
Km ——1.10～1.25，取Km =1.1；
b ——齿宽；z ——齿数；ms——齿轮大端模数；
——弯曲强度几何系数，综合考虑了齿形系数，载荷作用点位置，轮齿间的载荷分配，有效齿宽，应力集中系数及惯性系数等。查《工程机械底盘构造与设计》P318页图3-5-19可得：Jw1=0.245 Jw2=0.20；
把以上各参数代入公式可得： Mpa Mpa。
大小锥齿轮的弯曲许用应力分别为：

即： 。
所以齿轮弯曲强度能满足要求。
2)轮齿齿面的接触强度计算
轮齿齿面的接触强度可按下式计算：
（1-9）
式中:
——接触应力，Mpa；
Cp——弹性系数，；
——齿轮大端圆周力 N；
K0——过载系数，取K0=1.25；
——动载系数，取=1.0；
Ks——尺寸系数，当材料选择适当，渗碳层深度与硬度符合要求时，可取Ks=1.0；
Km——载荷分配系数，取Km=1.1；
——表面质量系数，与表面光洁度，表面处理等有关，对精度较高的齿轮取=1.0；
b1——小锥齿轮宽度；
d1——大锥齿轮大端分度圆直径；
——表面接触强度综合系数，考虑到轮齿啮合面的相对曲率半径，载荷作用点位置，轮齿间的载荷分配，有效齿宽及惯性系数等。查《工程机械底盘构造与设计》P319页图3-5-23可得：=0.128把以上各参数代入公式得：Mpa 又因为许用接触应力为：
（工程机械底盘构造与设计P139）。
所以齿轮的接触强度满足要求。
2 差速器设计
轮式机械的两侧驱动轮不能固定在一根整轴上，因为轮式工程机械在行驶过程中，为了避免车轮在滚动方向产生滑动，经常要求左右两侧的驱动轮以不同的角速度旋转。若左右驱动轮用一根刚性轴驱动，必然会产生边滚动边滑动，即产生了驱动轮的滑磨现象。由于滑磨将增加轮胎的磨损，增加转向阻力，同时也增加功率损耗。
为了使车轮相对路面的滑磨尽可能的减小，在同一驱动桥的左右两侧驱动轮由两根半轴分别驱动，因此，在驱动桥中安装了差速器，两根半轴由主传动通过差速器驱动。
现在轮式装载机上多采用直齿螺旋锥齿轮差速器，差速器的外壳安装在主传动器的从动锥齿轮上，确定差速器尺寸时应考虑到其与从动锥齿轮尺寸之间的互相影响。本次设计中采用对称式圆锥齿轮差速器的形式，差速器的大小通常以差速器的球面半径来表征，球面半径代表了差速器齿轮的节锥距，因此它表征了差速器的强度。
2.1圆锥直齿轮差速器基本参数的选择
2.1.1 差速器球面直径的确定
差速器球面直径可以根据经验公式来确定：
（2-1）
式中 :
φ——差速器球面直径，mm；
Kφ——球面系数，1.1～1.3，取Kφ=1.2；
Mmax——差速器承受的最大扭矩（公斤·毫米）按从动大锥齿轮上的最大 扭矩计算。
Mmax=M2max=8319.8 N·m=831980公斤·毫米
所以得 φ=113.19mm 取φ=114mm。
2.1.2 差速器齿轮系数的选择
差速器的球面半径确定后，差速器齿轮的大小也就基本确定下来了。因此齿形参数的选择应使小齿轮齿数尽量少，以得到较大的模数，且使齿轮有较高的强度。为此，目前差速器大都采用α=22.5 º的压力角，齿高系数，顶隙系数的齿形。
这种齿形由于最少齿数比20 º压力角的少，使齿轮可以采用较大的模数，在空间大小一样时，可充分发挥齿轮的强度。
1）齿数的选取
行星齿轮齿数多数采用Z1=Z行=10～12，半轴齿轮齿数多采用Z2=Z半=16～22 且半轴齿轮齿数比上行星齿轮齿数在1.6～2之间。
为了保证安装，行星齿轮与半轴齿轮的个数应符合如下公式：
（2-2）
式中 : ——左右半轴齿轮的齿数；
n ——行星齿轮个数，大中型工程机械的行星齿轮数为4，小型为2，个别用3，在此取n=4； C ——任意整数；
根据以上要求取z1=10 ,z2=18。
2)分锥角的计算
行星轮分锥角为：
半轴齿轮分锥角为：
3）齿轮模数的确定
节锥距：
所以 : mm
mm 圆整取m=6mm。
4)行星轮、半轴齿轮分度圆直径
mm
mm
5) 齿面宽
φR为齿宽系数，取 mm
所以： mm 取 mm
mm 圆整取 mm
齿轮采用高度变位，变位系数
表2-1差速器齿轮详细参数见长度mm
名称
公式代号
行星齿轮z1
半轴齿轮z2
齿数
z
z1=10
z2=18
模数
m
6
齿面宽
b
b1=23
b2=21
压力角
α
22.5º
齿顶高系数

0.84
顶隙系数

0.185
工作齿高

10.08
齿全高

11.19
轴间夹角
Σ
90º
分度圆直径

分锥角
δ

节锥距

61.77
周节

18.84
齿顶高

齿根高

齿根角

齿顶圆直径

侧向间隙
Cn（轮式装载机设计P203表6-12）
0.20

2.2差速器直齿锥齿轮强度计算
2.2.1 齿轮材料的选取
根据差速器齿轮工作环境和受载性质，将差速器中行星齿轮和半轴齿轮的材料选为20CrMnTi（渗碳后淬火， Mpa Mpa）。
2.2.2 齿轮强度校核计算
由于差速器齿轮工作条件比主传动齿轮好，在平地直线行驶时，齿轮无啮合运动，故极少出现点蚀破坏，一般只进行半轴齿轮的弯曲强度计算。下面参考《工程机械底盘构造与设计》P322页差速器齿轮强度计算公式对本次设计的差速器齿轮强度进行校核：
（2-3）
式中 Mc——差速器扭矩， ， 为算出的主传动从动锥齿轮的最大扭矩，n为行星轮数。所以 N·m；
——半轴齿轮齿数；
Ks——尺寸系数，因为m=7>1.6 mm所以；
Km ——载荷再分配系数，取Km =1.0；
K0 ——过载系数，取K0=1.0；
Kv ——质量系数，取Kv =1.0；
Jw ——综合系数，由《工程机械底盘构造与设计》P322页图3-5-25可查得Jw =0.258；
把以上各参数代入公式得： Mpa。
齿轮材料为20CrMnTi其极限应力 Mpa，其许用弯曲应力
Mpa。
所以： 所设计的差速器齿轮强度满足要求。
2.3行星齿轮轴直径dz的确定
差速器十字行星齿轮轴选用40Cr制成，行星齿轮通过滑动轴承即衬套安装在十字轴上。十字轴主要受主减速器从动锥齿轮传来的扭矩而产生的剪切应力。
十字轴直径d可参照吉林工业大学诸文农主编的《底盘设计》P264 按下式计算：
（2-4）
式中:
MG——差速器总扭矩，MG=M2max=8391.8 N·m=8391800 N·mm；
[τ]——许用剪切应力，安全系数取4,40Cr的屈服极限 Mpa（淬火回火），所以 ；
n——行星齿轮数目，为4；
rd——行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm。， 是半轴齿轮齿宽中点处的直径，可用下式计算：
mm；
所以：rd=9.8 mm。
把以上各参数代入公式得： d=19.6mm，圆整取d=20 mm。
3 半轴设计
半轴是差速器与最终传动之间传递扭矩的实心轴，本次设计中半轴采用全浮式支承方式。半轴一端用花键与差速器半轴齿轮连接，由差速器壳支承，另一端用花键与最终传动的太阳轮连接，由行星轮起支承的作用，半轴只传递扭矩。
3.1半轴杆部直径的确定
半轴计算扭矩在数值上近似等于主减速器从动锥齿轮上的计算扭矩。可用前面1）按发动机与液力变矩器共同输出扭矩最大，变速箱一档时，从动锥齿轮上的最大扭矩 2）按驱动轮附着极限扭矩来确定从动锥齿轮的最大扭矩 两种计算方法取得的较小值来代替。
即： N·m。
杆部直径d是半轴的主要参数，可用下式初选：
（3-1）
（《工程机械底盘构造与设计》P323）
式中 ：
Mj——半轴计算扭矩，公斤·厘米；Mj =8391.8N·m =839180公斤·厘米；
[τ]——半轴许用扭转屈服应力，半轴材料选40Cr，对于40Cr、45钢和40MnB等材料，材料的扭转屈服极限都可达8000公斤/厘米²，在保证静安全系数在1.3～1.6范围时，许用应力可取[τ]=5000～6200公斤/厘米²，取[τ]=5500公斤/厘米²代入上式得：
d=4.24 cm=42.4 mm 圆整取d=44 mm。
半轴的杆部直径应小于或等于半轴花键的底径，以使半轴各部分达到等强度。半轴破坏形式大多是扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大过渡圆角半径以减小应力集中，提高半轴扭转疲劳强度。
3.2半轴强度验算
全浮式半轴只传递扭矩，其扭转应力τ为：
（3-2）
将Mj =8319.8 N·m=8319800N·mm ，d=44mm代入上式得： τ=497.7Mpa 。
许用扭转切应力[τ]=5500 公斤/厘米²=539 Mpa。
所以： 强度满足，半轴直径确定为44 mm。
4 最终传动设计
最终传动是传动系中最后一级减速增扭机构，在本次设计中，最终传动采用单排内外啮合行星排传动，其中太阳轮由半轴驱动为主动件，行星架和车轮轮毂连接为从动件，齿圈与驱动桥桥壳固定连接。此种传动形式传动比为1+α（α为齿圈和太阳轮的齿数之比），可以在较小的轮廓尺寸获得较大的传动比，可以布置在车轮轮毂内部，而不增加机械的外形尺寸。
为改善太阳轮与行星轮的啮合条件，使载荷分布比较均匀，太阳轮连同半轴端部完全是浮动的，不加任何支承，此时太阳轮连同半轴端部是靠对称布置的几个行星齿轮对太阳轮的相互平衡的径向力处于平衡位置的。
4.1行星排行星轮数目和齿轮齿数的确定
4.1.1 行星轮数目的选择
行星轮数目取的多，负荷由更多的行星轮来负担，有可能减小尺寸和齿轮模数，但一般行星轮取3个，因为3点定一个圆位置，实际设计中行星轮数目一般为3～6个，行星轮数目不能增多往往是由于受行星架的刚度和强度的限制，因为行星轮数目增多使行星架连接部分金属减少，受力后会产生扭曲变形，使齿轮接触大大恶化。
本次设计参考同类机型及《机械设计手册》由任务书轮边传动比if=4.0～4.5选取行星轮数目n=3，三行星轮均匀分布。
4.1.2 行星排各齿轮齿数的确定
齿轮齿数间的关系公式：
（4-1）
式中 ：if——最终传动传动比，任务书上 if =2.813；
zq ——齿圈齿数，zt ——太阳轮齿数，zx——行星轮齿数;
所以：。
由《机械设计手册》当=2.813，n=3时可选行星排各轮齿数为：
齿圈齿数zq =58
太阳轮齿数zt =32
行星轮齿数zx =13。
4.1.3 模数的选择
模数初选m=4mm
4.1.4 同心条件校核
为了使太阳轮与齿圈的旋转中心重合，太阳轮与行星轮的中心距应和齿圈与行星轮的中心距相等，即zq、zt、zx应满足下列条件：
（4-2）
将zq =58，zt =32，zx =13 代入公式得： 55-17=2×19 满足同心条件
4.1.5 装配条件的校核
为使行星排各元件上所受径向力平衡，应使各行星轮均匀分布或对称分布，即zq、zt、zx、n应满足条件：
N为任意整数 （4-3）
把zq =58，zt =32，n=3代入公式得：
所以满足装配条件
4.1.6 相邻条件的校核
设计行星传动时，必须保证相邻行星轮之间有一定间隙，对于单行星传动而言，即两相邻行星轮的中心距应大于它们的齿顶圆半径之和。用公式则可以表示为：
（4-3）
在实际设计中相邻条件多控制在：
式中 : Atx——太阳轮与行星轮的中心距；
——因三行星轮均匀分布，所以；
——两行星轮齿顶圆半径之和，即行星轮齿顶圆直径。
mm
mm
所以：
所以相邻条件满足。
4.2齿轮变位
标准齿轮传动的性能通常都能得到保证，但随着齿轮传动高速、重载、小型、轻量化等更高的要求，标准齿轮暴露出一些缺点，如小齿轮“短命”，传动不紧凑，传动不稳定等等，于是就需要采用渐开线非标准齿轮传动，称为变位齿轮传动。齿轮变位能避免根切，提高齿面的接触强度，提高齿根的弯曲强度，提高齿面的抗胶合和耐磨损能力，配凑中心距，修复旧齿轮等，因此本次设计需进行齿轮变位。
齿轮变位的高度变位是基于削弱大齿轮的强度，增强小齿轮的强度，来平衡齿轮的强度，并使总寿命降低，而角度变位则不同，能同时增强两齿轮强度，并能灵活选择齿轮齿数，提高承载能力及改善啮合特性，故本次设计采用角变位确定各轮齿数。
由前面计算已知：zq =58，zt =32，zx =13，
为采用角变位传动将行星轮齿数减少1齿，即：zx =12，
预计啮合角根据公式 查《机械零件设计手册》P1057图16-6得 。
4.2.1 太阳轮行星轮传动变位系数计算（t-x）
1)未变位时，行星轮与太阳轮中心距为：
mm
2)初算中心距变动系数

3）变位后中心距为：
mm
圆整取 mm
4)实际中心距变动系数为：

5）计算啮合角
所以
6）计算总变位系数

式中:

所以：
7）校核
查《机械零件设计手册》P789页图12-1介于曲线P6和P7之间，有利于提高接触强度及抗弯强度
8）分配变位系数
查《机械零件设计手册》P790页图12-2，分配变位系数得：

9）齿顶高降低系数

4.2.2 行星轮与齿圈传动变位系数计算（x-q）
1）未变位时的中心距
mm
2)计算中心距变动系数

3）求啮合角

所以：
4）求x-q的总变位系数

5）计算齿圈变位系数

6）齿顶高降低系数

4.3齿轮的几何尺寸
本设计的太阳轮、行星轮、齿圈均采用直齿圆柱齿轮并进行角度变位。表4-1为行星排各齿轮几何尺寸，表中大部分公式参照《机械零件设计手册》P783页的表4-4和表4-3。
表4-1 t-x外啮合传动几何尺寸（长度：mm）
名称
公式代号
太阳轮（t）
行星轮（x）
变位系数
χ

齿顶高降低系数

0.15
分度圆直径

基圆直径

齿顶高

齿根高

齿顶圆直径

齿根圆直径

分度圆齿厚

分度圆周节

12.56
标准中心距

88
实际中心距

92
节圆直径

啮合角

26º
中心距变动系数

1
齿顶高降低系数

0.15
齿顶圆压力角

重叠系数

1.287

表4-2 x-q　啮合传动几何尺寸（长度： mm）
名称
公式代号
行星轮（x）
齿圈（q）
变位系数
χ

齿顶高降低系数

0
分度圆直径

基圆直径

齿顶高

齿根高

齿顶圆直径

齿根圆直径

分度圆周节

12.56
分度圆齿厚

标准中心距

92
实际中心距

92
啮合角

20º
节圆直径

中心距变动系数

0
齿顶圆压力角

重叠系数

2.56
注：
4.4齿轮的校核
行星排结构中齿轮的主要破坏形式是接触疲劳破坏和弯曲疲劳破坏，因此需对齿轮进行接触疲劳计算和弯曲疲劳强度计算。
在行星机械中，通常只计算太阳轮与行星轮的强度，齿轮所受圆周力应考虑到几个行星轮的影响，此时一个行星轮与太阳轮所受的圆周力（为太阳轮扭矩，为太阳轮节圆半径，n行星轮个数），在计算时还应考虑到由于几个行星轮同时和太阳轮啮合时载荷分布不均匀的影响，因此在圆周力计算公式中引入修正系数Ω。
4.4.1 齿轮材料的选择
根据装载机轮边减速器行星结构中齿轮的承载能力高，耐磨性好等特点，可选用材料为20CrMnTi，齿轮需进行表面渗碳淬火，渗碳淬火后表面硬度为58-62HRC，芯部硬度为320HBS。齿轮精度一般为7级，其弯曲疲劳许用应力一般不大于455Mpa，接触疲劳许用应力一般不大于14000公斤/厘米²（即不大于1372Mpa）。
4.4.2 接触疲劳强度计算
对于标准齿轮或修正齿轮，齿面接触疲劳强度可按下式进行计算：
（4-4）
《轮式装载机设计》吉林工业大学工程机械教研室 编 P211式中:
Ft——作用在轮齿上的圆周力，，
为太阳轮扭矩，可用半轴传递过来的平均受载扭矩来计算， N·M n为行星轮个数，n=3；
为太阳轮节圆直径；Ω为载荷修正系数取Ω=1.15；把以上各参数代入得： N；
b——齿宽， 圆整取b=70 mm；
m——模数，m=4mm；
E——材料的弹性模量，对于钢E=2.1×106公斤/厘米2；
Z1、Z2 ——啮合齿轮的齿数，Z1=32、Z2=12；
——啮合齿轮的啮合角，；
把以上各参数代入公式得： Mpa Mpa，所以 接触疲劳强度满足。
4.4.3 弯曲疲劳强度校核
对于修正齿轮，弯曲疲劳强度可按下式进行计算：
（4-5）
式中 Ft、b、m、与接触疲劳校核计算中相同，分别为：Ft =15112.2 N ，b=70 mm ，m=4 mm ；
——修正齿轮的齿形系数，；
y——修正前齿形系数，根据齿数查表6-14；y=0.078（z=12）
h——修正后的齿形全高,h=8.4mm；
ξ——变位系数，ξ=0.55；
k——系数，由表6-14中查得k=1.3。
把以上各参数代入公式得： Mpa , Mpa，所以： 弯曲疲劳强度满足要求。
4.5 行星传动的结构设计

4.5.1 太阳轮的结构设计
参数见前面几何尺寸表，技术要求：进行热处理渗碳淬火，使深度达0.8～1.3 mm，齿面硬度为58～62HRC，芯部硬度为320HBS，材料为20CrMnTi。
4.5.2 行星轮结构设计
参数见前面几何尺寸表，技术要求：进行热处理，表面渗碳淬火，深度为0.8～1.3 mm，齿面硬度58～62HRC，芯部硬度320HBS，规定圆截面与齿轮径向跳动均为0.022 mm
4.5.3 行星轮轴的结构设计
选取行星轮轴的材料为40Cr，行星轮轴主要受剪切应力，可用下式来计算：