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毕业设计说明书题 目：行星齿轮式汽车分动器设计 学 生 姓 名： 专 业： 指 导 教 师： 职 称： 目录1.1 引言31.2 行星齿轮的概述31.3 汽车传动系统的发展历程31.4 行星齿轮的发展与研究4第二章 设计背景5第三章 设计计算53.1选取行星齿轮分动器的传动类型和传动简图5第四章 行星齿轮传动设计74.1行星齿轮传动的传动比和效率计算74.2 行星齿轮传动的配齿计算74.3 行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算94.4 行星齿轮传动强度计算及校核114.5 行星齿轮传动的受力分析144.6行星齿轮传动的均载机构及浮动量164.7 轮间载荷分布均匀的措施16第五章 行星轮架与输出轴间齿轮传动的设计185.1 轮材料及精度等级185.2 按齿面接触疲劳强度设计185.3 按齿根弯曲疲劳强度计算195.4验算齿轮的圆周速度v19第六章 行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计206.1输入轴的设计206.2输出二轴的设计226.2 密封和润滑24结论25致谢261.1 引言近年来，随着科技的进步，汽车的动力匹配方式也越来越多，而如何合理地选择这些部件及有关参数，使匹配达到最优，在相同变速器条件下，更好地满足实用性要求和最大地增加动力性，一直是研究者们追求的目标，也是本论文研究的主要目的。随着科学技术的进步，汽车工业得到了迅速发展，而人类对舒适性的更高追求，使得变速器中分动器的发展更加深入。本文通过对行星齿轮传动分动箱的研究和阐述，计算了行星齿轮传动比的表达式。通过此次设计，我们可以了解到该分动器的基本结构：即行星轮减速机构和齿轮链条传动机构。采用该机构的汽车动力性强，主要运用在四驱越野车上，但此分动器结构简单紧凑、传动效率高、输出动力源多。1.2 行星齿轮的概述行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自20世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就,并获得了许多的研究成果。近20多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展1。1.3 汽车传动系统的发展历程汽车从诞生到现在动力传动系统经历了巨大的变化。19世纪末普遍采用的是链传动；到20世纪初把变速箱和差速器连接在一起，再用链条驱动车轮；而到现在在多数汽车上已经发展到自动变速器、无级变速器、电传动系统、静液传动系统、液机联合传动系统等新型传动系统。从轮式车辆的总体上看，随着车辆种类日渐增多，功率日渐增大。传动系统从40年代起，在液力自动变速器方面的发展较大，传动原理上的根本变化不大。但机构的改进发展和总体布局变化则日益增多。从发展上看，这些新型的传动系统存在非常大的发展空间。在今后一段时间内会完全替代现在的纯机械传动系统，这将会使汽车的乘用舒适性、动力性、经济性等得到很大的提高。1.4 行星齿轮的发展与研究现代设备要求齿轮传动应具有高可靠性与效率、大传递功率与传动比范围， 结构紧凑 重量轻和良好的动态特性与工艺性等。硬齿面磨削的齿轮在传递同样功率的条件下，可使传动的尺寸和重量至少减少一半以上。而在空间尺寸最小的条件下，获得大传动比的有效方法是应用行星齿轮传动，空间利用率可达9O 以上。目前，国内外的减速机构种类繁多，行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比较，具有质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点，这些已被我国越来越多的机械工程技术人员所了解和重视。由于在各种类型的行星齿轮传动中均有效的利用了功率分流性和输入、输出的同轴性以及合理的采用了内啮合，才使得其具有了上述的许多独特的优点。行星齿轮传动不仅适用于高速、大功率而且可用于低速、大转矩的机械传动装置上。它可以用作减速、增速和变速传动，运动的合成和分解，以及其特殊的应用中：这些功用对于现代机械传动发展具有重要的意义。因此，行星齿轮传动在起重运输、工程机械、冶金矿山、建筑机械、轻工纺织、医疗机械、仪器仪表、汽车、船舶、兵器和航空航天等工业部门均获得了广泛的应用。少齿差行星齿轮传动是行星齿轮传动中的一种。由一个外齿轮与一个内齿轮组成一对内啮合齿轮副。它采用的是渐开线齿形，内外齿轮的齿数相差很小，简称为少齿差传动。一般所讲的少齿差行星齿轮传动是专指渐开线少齿差行星齿轮传动而言的。少齿差行星齿轮分动器具有结构紧凑、体积小、重量轻、传动平稳、效率高、传动比范围大等优点。20世纪60年代以后，随着电子计算机的普及运用，渐开线少齿差传动才得到了迅速的发展，目前有柱销式零齿差十字滑块、浮动盘等多种传动形式。本分动器属于K-H-V型。可以实现很大传动比，且接触齿数多，采用短齿制，浮动盘式，凸凹齿相啮合，故轮齿强度高。但齿轮要修正，要注意齿面干涉，工作中转臂轴承受力较大。该传动形式的优越性有如下几点：1、结构紧凑、体积小、重量轻 由于采用内啮合行星传动，所以结构紧凑；当传动比相等时，与同功率的普通圆柱齿轮分动器相比，体积和重量均可减少三分之一至三分之二。2、传动传动比大，范围广一齿差渐开线行星齿轮传动的传动比很大，一级可达到一百多。3、传递功率大高传动中效率可达90%以上。当传动比为 10200时，效率为 8094。 4、运转平稳、噪音小、承载能力大 由于式内啮合传动，两啮合齿轮一位凹齿，一为凸齿，两齿的曲率中心在同一方向。曲率半径接近相等，因此接触面积大，使轮齿的接触强度大为提高，又采用短齿制，轮齿的弯曲强度也提高了。此外，少齿差传动时，不是一对轮齿啮合，而是39对轮齿同时接触受力，所以运转平稳，噪音小，并且在相同模数的情况下，其传递力矩臂普通圆周齿轮分动器大。5、工艺简便，结构形式多样，应用范围广由于其输入轴与输出轴可在同一轴线上，也可以不在同一轴线上，所以能适应各种机械的需要。第二章 设计背景此设计为某汽车为满足动力性需求所需配用的行星齿轮式分动器，已知该行星齿轮分动器的要求输入转速n=1000r/min ,低速档时一轴输出转速为：n=400r/min，二轴输出转速为：n=238.88r/min，三轴输出转速为：n=106.66r/min，高速档时为直接当；要求寿命为10年；且要求该行星齿轮分动器传动结构紧凑，外廓尺寸较小和传动效率高。第三章 设计计算 3.1选取行星齿轮分动器的传动类型和传动简图根据上述设计要求可知，该行星齿轮分动器传递功率高、结构紧凑、传动比较大。故采用单级行星齿轮传动。2K-H型结构简单，制造方便，适用于任何工况下的大小功率的传动。选用2K-H型行星齿轮传动作为分动器动力分配及减速部分较为合理。二轴输出采用圆柱直齿轮传动输出，三轴输出采用链条传动输出。传动简图如图1所示：传动方案的分析与拟定1）对传动方案的要求 合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，还要满足工作可靠、传动精度高、体积小、结构简单、尺寸紧凑、重量轻、成本低、工艺性好、使用和维护方便等要求。2）拟定传动方案任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要统筹兼顾，满足最主要的和最基本的要求。例如图3-1所示为拟定的传动方案，适于在汽车环境下长期连续工作。图3-1 行星轮系 a-中心轮；g-行星轮；b-内齿圈；H-行星架图3-2 传动路线图第四章 行星齿轮传动设计4.1行星齿轮传动的传动比和效率计算 行星齿轮传动比符号及角标含义为： 1固定件、2主动件、3从动件 1、齿轮b固定时（图31），3KH（NGW）型传动的传动比为 =1-=1+/可得 =1-=1-=1-2.5=-1.5 =/-1=54/（2.5-1）=36输出转速： =/=n/=1000/2.5=400r/min2、行星齿轮传动的效率计算： =1-|-/(-1)* |*=为ag啮合的损失系数，为bg啮合的损失系数，为轴承的损失系数， 为总的损失系数，一般取=0.025按=1000 r/min、=400r/min、=-1.5可得=1-|-/(-1)* |*=1-|1000-400/(-1.5-1)*400|*0.025=98.8%4.2 行星齿轮传动的配齿计算1、传动比的要求传动比条件即 =1+/可得 1+/=1+54/36=2.5 =所以中心轮a和内齿轮b的齿数满足给定传动比的要求。2、保证中心轮、内齿轮和行星架轴线重合同轴条件为保证行星轮与两个中心轮、同时正确啮合，要求外啮合齿轮ag的中心距等于内啮合齿轮bg的中心距，即 = 称为同轴条件。对于非变位或高度变位传动，有 m/2(+)=m/2(-)得 =-/2=54-36/2=363、保证多个行星轮均布装入两个中心轮的齿间装配条件想邻两个行星轮所夹的中心角=2/中心轮a相应转过角，角必须等于中心轮a转过个（整数）齿所对的中心角，即 =*2/式中2/为中心轮a转过一个齿（周节）所对的中心角。 =n/=/=1+/将和代入上式，有 2*/2/=1+/经整理后=+=（36+54）/2=45满足两中心轮的齿数和应为行星轮数目的整数倍的装配条件。4、保证相邻两行星轮的齿顶不相碰邻接条件在行星传动中，为保证两相邻行星轮的齿顶不致相碰，相邻两行星轮的中心距应大于两轮齿顶圆半径之和，如图12所示 图5-1 行星齿轮可得 l=2* =d+2=17m满足邻接条件。4.3 行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算按齿根弯曲强度初算齿轮模数m齿轮模数m的初算公式为 m=式中 算数系数，对于直齿轮传动=12.1； 啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，N*m ； =/=9549/n=954945/31000=143.235N*m 使用系数，由参考文献二表67查得=1； 综合系数，由参考文献二表65查得=2； 计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数，由参考文献二公式65得=1.85； 小齿轮齿形系数，图622可得=3.15；， 齿轮副中小齿轮齿数，=8； 试验齿轮弯曲疲劳极限，按由参考文献二图626630选取=120所以 m= =3.846 取m=3.751）分度圆直径d=m*=3.7536=135mm =m*=3.758=30mm =m*=3.7554=202.5mm2) 齿顶圆直径 齿顶高：外啮合=*m内啮合=（-）*m =+2=145.78mm=+2=40.6mm=-2=199.44mm 3) 齿根圆直径 齿根高=（+）*m =-2=130.2mm=-2=24.85mm=+2=216.10mm 4）齿宽b参考三表819选取=0.97=*=35mm=35mm=35mm5) 中心距a 对于不变位或高变位的啮合传动，因其节圆与分度圆相重合，则啮合齿轮副的中心距为： 1、ag为外啮合齿轮副=m/2(+)=3.75/2(36+8)=82.5mm 2、bg为内啮合齿轮副 =m/2(+)=3.75/2(36+54)=168.75mm中心轮a行星轮g内齿圈b模数m3.753.753.75齿数z36854分度圆直径d13530202.5齿顶圆直径145.7840.6199.44齿根圆直径130.02124.85216.10齿高h7.887.888.34中心距a=82.5mm =168.75mm 4.4 行星齿轮传动强度计算及校核1、行星齿轮弯曲强度计算及校核（1）选择齿轮材料及精度等级中心轮a选选用45钢正火，硬度为162217HBS，选8级精度，要求齿面粗糙度1.6行星轮g、内齿圈b选用聚甲醛（一般机械结构零件，硬度大，强度、钢性、韧性等性能突出，吸水性小，尺寸稳定，可用作齿轮、凸轮、轴承材料）选8级精度，要求齿面粗糙度3.2。（2）转矩 =/=9549/n=954945/31000=143.235N*m；（3）按齿根弯曲疲劳强度校核由参考文献三式824得出 如【】则校核合格。（4）齿形系数由参考文献三表812得=3.15，=2.7，=2.29；（5）应力修正系数由参考文献三表813得=1.49，=1.58，=1.74；（6）许用弯曲应力由参考文献三图824得=180MPa，=160 MPa ； 由表89得=1.3 由图825得=1；由参考文献三式814可得 =*/=180/1.3=138 MPa =*/=160/1.3=123.077 MPa=2K/b*=108.78 Mpa =138 MPa=*/=104.62Mpa查参考文献二表611可得 =1.3所以 1.33、有关系数和接触疲劳极限（1）使用系数查参考文献二表67 选取=1（2）动载荷系数查参考文献二图66可得=1.02（3）齿向载荷分布系数对于接触情况良好的齿轮副可取=1（4）齿间载荷分配系数、由参考文献二表69查得 =1.1 =1.2（5）行星轮间载荷分配不均匀系数由参考文献二式713 得=1+0.5（-1）由参考文献二图719 得=1.5 所以 =1+0.5（-1）=1+0.5（1.5-1）=1.25仿上 =1.75（6）节点区域系数由参考文献二图69查得=2.06（7）弹性系数由参考文献二表610查得=1.605（8）重合度系数由参考文献二图610查得=0.82（9）螺旋角系数 =1（10）试验齿的接触疲劳极限由参考文献二图611图615查得 =520Mpa（11）最小安全系数、由参考文献二表6-11可得=1.5、=2（12）接触强度计算的寿命系数由参考文献二图611查得 =1.38（13）润滑油膜影响系数、由参考文献二图617、图618、图619查得=0.9、=0.952、=0.82（14）齿面工作硬化系数由参考文献二图620查得 =1.2（15）接触强度计算的尺寸系数由参考文献二图621查得 =1所以 =2.061.6050.821=2.95 =2.95=3.5 =2.95=4.32 =*=520/1.31.380.90.950.821.21=464.4所以 齿面接触校核合格4.5 行星齿轮传动的受力分析在行星齿轮传动中由于其行星轮的数目通常大于1，即1,且均匀对称地分布于中心轮之间；所以在3HK型行星传动中，各基本构件（中心轮a、b和转臂H）对传动主轴上的轴承所作用的总径向力等于零。因此，为了简便起见，本设计在行星齿轮传动的受力分析图中均未绘出各构件的径向力，且用一条垂直线表示一个构件，同时用符号F代表切向力。为了分析各构件所受力的切向力F，提出如下三点：（1） 在转矩的作用下，行星齿轮传动中各构件均处于平衡状态，因此，构件间的作用力应等于反作用力。（2） 如果在某一构件上作用有三个平行力，则中间的力与两边的力的方向应相反。（3） 为了求得构件上两个平行力的比值，则应研究它们对第三个力的作用点的力矩。在3HK型行星齿轮传动中，其受力分析图是由运动的输入件开始，然后依次确定各构件上所受的作用力和转矩。对于直齿圆柱齿轮的啮合齿轮副只需绘出切向力F，如图13所示。由于在输入件中心轮a上受有个行星轮g同时施加的作用力和输入转矩的作用。当行星轮数目2时，各个行星轮上的载荷均匀，（或采用载荷分配不均匀系数进行补偿）因此，只需要分析和计算其中的一套即可。在此首先确定输入件中心轮a在每一套中（即在每个功率分流上）所承受的输入转矩为 =/=9549/n=954945/31000=143.235N*m可得 =*=429.705 N*m式中 中心轮所传递的转矩，N*m； 输入件所传递的名义功率，kw； (a) (b) 图5-2传动简图（a）传动简图 (b)构件的受力分析按照上述提示进行受力分析计算，则可得行星轮g作用于中心轮a的切向力为 =2000/=2000/=22104N而行星轮g上所受的三个切向力为中心轮a作用与行星轮g的切向力为 =-=-2000/=-22104N 内齿轮作用于行星轮g的切向力为=-2000/=-22104N 转臂H作用于行星轮g的切向力为=-2=-4000/=-44208N 转臂H上所的作用力为=-2=-4000/=-44208N 转臂H上所的力矩为 =-4000/*=-40000.8952/13.517.55=-4655000 N*m 在内齿轮b上所受的切向力为 =-=2000/=22104N 在内齿轮b上所受的力矩为=/2000=/=143.5N*m 式中 中心轮a的节圆直径， 内齿轮b的节圆直径， 转臂H的回转半径，根据参考文献二式（637）得 -/=1/=1/1-=1/1+P转臂H的转矩为 =-*（1+P）=-4655 N*m 仿上 -/=1/=1/1-=p/1+P内齿轮b所传递的转矩， =-p/1+p*=37600 N*m4.6行星齿轮传动的均载机构及浮动量行星齿轮传动具有结构紧凑、质量小、体积小、承载能力大等优点。这些是由于在其结构上采用了多个（2）行星轮的传动方式，充分利用了同心轴齿轮之间的空间，使用了多个行星轮来分担载荷，形成功率分流，并合理地采用了内啮合传动；从而，才使其具备了上述的许多优点。4.7 轮间载荷分布均匀的措施为了使行星轮间载荷分布均匀，起初，人们只努力提高齿轮的加工精度，从而使得行星轮传动的制造和转配变得比较困难。后来通过实践采取了对行星齿轮传动的基本构件径向不加限制的专门措施和其他可进行自动调位的方法，即采用各种机械式的均载机构，以达到各行星轮间载荷分布均匀的目的。从而，有效地降低了行星齿轮传动的制造精度和较容易转配，且使行星齿轮传动输入功率能通过所有的行星轮进行传递，即可进行功率分流。在选用行星齿轮传动均载机构时，根据该机构的功用和工作情况，应对其提出如下几点要求：（）载机构在结构上应组成静定系统，能较好地补偿制造和转配误差及零件的变形，且使载荷分布不均匀系数值最小。（）均载机构的补偿动作要可靠、均载效果要好。为此，应使均载构件上所受力的较大，因为，作用力大才能使其动作灵敏、准确。（）在均载过程中，均载构件应能以较小的自动调整位移量补偿行星齿轮传动存在的制造误差。（）均载机构应制造容易，结构简单、紧凑、布置方便，不得影响到行星齿轮传动性能。均载机构本身的摩擦损失应尽量小，效率要高。（）均载机构应具有一定的缓冲和减振性能；至少不应增加行星齿轮传动的振动和噪声。为了使行星轮间载荷分布均匀，有多种多样的均载方法。对于主要靠机械的方法来实现均载的系统，其结构类型可分为两种：1、静定系统该系统的均载原理是通过系统中附加的自由度来实现均载的。2、静不定系统均载机构：1、基本构件浮动的均载机构(1) 中心轮a浮动 （2）内齿轮b浮动 （3）转臂H浮动 （4）中心轮a与转臂H同时浮动 （5）中心轮a与内齿轮b同时浮动 （6）组成静定结构的浮动2、杠杆联动均载机构本次所设计行星齿轮是静定系统，基本构件中心轮a浮动的均载机构。 第五章 行星轮架与输出轴间齿轮传动的设计5.1 轮材料及精度等级行星轮架内齿圈选用45钢调质，硬度为220250HBS，齿轮轴选用45钢正火，硬度为170210HBS，选用8级精度，要求齿面粗糙度3.26.3。5.2 按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，可应用参考文献四式1022求出值。确定有关参数与系数。1） 转矩 = =/=9549/n=954945/31000=143.235N*m2） 荷系数K查参考文献四表1011 取K=1.13）齿数和齿宽系数行星轮架内齿圈齿数取11，则齿轮轴外齿面齿数=11。因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由参考文献四表1020选取=1。4）许用接触应力 由参考文献四图1024查得 =560Mpa, =530 Mpa由参考文献四表1010查得 =1 =60nj=6016001(105240)=1.997 =/i=1.997由参考文献四图1027可得=1.05。由参考文献四式1013可得=/=1.05560/1=588 Mpa=/=1.05530/1=556.5 Mpa5.3 按齿根弯曲疲劳强度计算由参考文献四式1024得出，如则校核合格。确定有关系数与参数：1）齿形系数由参考文献四表1013查得 =3.63 2）应力修正系数由参考文献四表1014查得 =1.413）许用弯曲应力由参考文献四图1025查得 =210Mpa, =190 Mpa由参考文献四表1010查得 =1.3由参考文献四图1026查得 =1由参考文献四式1014可得 =/=210/1.3=162 Mpa =/=190/1.3=146 Mpa故 m1.26=1.26=0.58=2K/b=3.631.41=27.77MPa=162 Mpa=/=27.77MPa=146 Mpa齿根弯曲强度校核合格。由参考文献四表103取标准模数m=3.755.4验算齿轮的圆周速度v v=/601000=301000/601000=1.57m/s由参考文献四表1022,可知选用8级精度是合适的。第六章 行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计6.1输入轴的设计1、选择轴的材料，确定许用应力由已知条件 选用45号钢,并经调质处理,由参考文献四表144查得强度极限=650MPa,再由表142得许用弯曲应力=60MPa2、按扭转强度估算轴径根据参考文献四表141 得C=118107。又由式142得 d=(118107)=5.364.86取直径=35mm3、确定各轴段的直径轴段1(外端)直径最少=35mm，考虑到轴在整个减速离合器中的安装所必须满足的条件，初定：=50mm, =60mm,=90mm, =135mm, =100mm。4、确定各轴段的长度齿轮轮廓宽度为20.5mm,为保证达到轴于行星齿轮安装的技术要求及轴在整个减速离合器中所必须满足的安装条件，初定：L=394.5mm, =123mm, =27mm, =120mm, =50mm, =35mm, =39.5mm。按设计结果画出轴的结构草图： 图7-1 输入轴简图5、 校核轴a、受力分析图 图7-2 受力分析(a) 水平面弯矩图 (b)垂直面内的弯矩图 (c)合成弯矩图 (d)转矩图圆周力：=2298.4/35=17.05N 径向力：=44.2tan=6.6N法向力：=/cos=44.2/ cos=18.82Nb、作水平面内弯矩图（7-2a）。支点反力为： =/2=22.1N 弯矩为：=22.177.95/2=861.35Nmm =22.129.05/2=321 Nmmc、作垂直面内的弯矩图（7-2b），支点反力为：=/2=8.04N弯矩为：=8.0477.95/2=313.5Nmm =8.0429.05/2=116.78 Nmmd、作合成弯矩图（7-2c）：=994.45 Nmm=370.6 Nmme、作转矩图(7-2d)：T=9549/n=95490.15/1600=0.8952N*m=895.2 Nmmf、求当量弯矩 =1130.23 Nmm=652.566 Nmmg、校核强度 =/W=1130.23/0.1=1130.23/0.1=6.54Mpa=/W=652.566/0.1=652.566/0.1=4.9 Mpa所以 满足=60Mpa的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。6.2输出二轴的设计1、选择轴的材料，确定许用应力由已知条件： 齿轮轴选用45钢正火,由参考文献四表144查得强度极限=600MPa,再由表142得许用弯曲应力=55MPa2、按扭转强度估算轴径=P=0.1597.98%=0.147kw根据参考文献四表141 得C=118107。又由式142得 d=(118107)=5.344.83取直径=8.9mm3、确定各轴段的直径轴段1(外端)直径最少=45m考虑到轴在整个减速离合器中的安装所必须满足的条件，初定：=45mm,=50mm, =60mm =70mm。4、确定各轴段的长度齿轮轮廓宽度为20.5mm,为保证达到轴于行星齿轮安装的技术要求及轴在整个减速离合器中所必须满足的安装条件，按设计结果画出轴的结构草图：见图6-3 图6-3 输出二轴5、校核轴：a、受力分析图 见图 图7-4 受力分析图(a)水平面内弯矩图 (b)垂直面内的弯矩图 (c)合成弯矩图 (d)转矩图圆周力：=2465.5/11=84.64N径向力：=846.4tan=308.1N法向力：=/cos=846.4/ cos=90.72Nb、作水平面内弯矩图（7-4a）。支点反力为： =/2=42.32N 弯矩为：=42.3268.25/2=1444.17Nmm =423.233.05/2=699.338Nmmc、作垂直面内的弯矩图（7-4b），支点反力为：=/2=15.405N弯矩为：=154.0568.25/2=525.7 Nmm =154.0533.05/2=254.57 Nmmd、作合成弯矩图（7-4c）：=1536.87 Nmm=744.23 Nmme、作转矩图(7-4d)：T= -=*（1+P）= 0.8952（1+4.2）=465.5 N*mmf、求当量弯矩 =1562.04 Nmm=794.9Nmmg、校核强度 =/W=1562.04/0.1=1562.04/0.1=9.1Mpa=/W=794.9/0.1=794.9/0.1= 4.6Mpa所以 满足=55Mpa的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量6.2 密封和润滑行星齿轮分动器采取飞溅油润滑的方式，通过内齿轮和行星齿轮的传动把油甩起来，带到零件的各个部分。在输入轴的前机盖上有两个通油孔，便与油入轴承。在油标中显示油位，便于即时补油。密封的方式为采用毡圈式密封。简单低廉。但接触面的摩擦损失大，因而功能耗大，使用期限短。结论通过对行星齿轮分动器的设计过程的熟悉，与传统的分动器的设计有很大的不同， 计算方式不一样、安装方式不一样、要求精度不一样等
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