毕业设计（论文）-行星齿轮式转向机构设计与三维建模

PAGEPAGE34XXX大学本科生毕业设计（论文）行星齿轮转向机构设计学生姓名：______________学号：______________班级:______________专业：______________指导教师：______________2020年月目录摘要 2ABSTRACT 3第1章绪论 51.1课题研究背景 51.2行星齿轮转向系统的研究现状 61.3课题的研究意义 71.4课题的设计任务 8第2章主要设计参数的确定 92.1行星齿轮转向系统的分析 92.1.1行星齿轮转向系统的类型 92.2助力电动机的选择 102.2.1电动机的概述 10第3章行星齿轮转向系统减速机构的设计 113.1减速机构的分析及布置形式的确定 11第4章行星齿轮传动设计 134.1行星齿轮传动的传动比和效率计算 134.2行星齿轮传动的配齿计算 134.4行星齿轮传动强度计算及校核 174.5行星齿轮传动的受力分析 214.6行星齿轮传动的均载机构及浮动量 234.7轮间载荷分布均匀的措施 24第5章行星轮架与输出轴间齿轮传动的设计 265.1轮材料及精度等级 26（5.2按齿面接触疲劳强度设计 265.3按齿根弯曲疲劳强度计算 275.4主要尺寸计算 285.5验算齿轮的圆周速度v 286.1减速器输入轴的设计 296.2行星轮系减速器齿轮输出轴的设计 31结论 34致谢 36摘要传统的机械式转向机构大多是前轮转向，对于车身比较长的车辆，车辆在低速转向时机动性差，高速转向时稳定性不好。为改善车辆的操纵稳定性，提出了多轮转向技术，目前其研究多集中在四轮转向、电控转向和控制策略上，对机械式动态转向机构的研究极少。本文中提出的行星齿轮式机械式转向机构，可使车辆在低速大转角下前后轴转向相反，高速小转角下前后轴转向相同，既提高了车辆的机动性，又获得了较好的稳定性。虽然其性能不如电控转向车辆控制精确，但具有较佳的耐用性，且成本低，是目前提高货车转向性能的较佳选择。本文中首先分析了行星齿轮式转向机构的工作原理和结构参数的影响;然后根据操纵稳定性和四轮转向技术等相关理论，分析了车辆在不同转向情况下前后轮间的转角变化;最后建立了整车模型，进行了转向性能的验证。结果表明，行星齿轮式动态转向机构可明显提高车辆的机动性和稳定性。本文设计研究了转向系统，对其工作原理做了阐述，对行星齿轮减速器中的行星齿轮与太阳轮做了详细的设计计算，，并对其重要零件进行了设计计算与强度校核。关键字：减速器；转向器；设计；齿轮；轴；校核ABSTRACTMostofthetraditionalmechanicalsteeringmechanismsarefront-wheelsteering.Forvehicleswitharelativelylongbody,thevehiclehaspoormaneuverabilityatlowspeedsandpoorstabilityathighspeeds.Inordertoimprovethevehicle'shandlingstability,multi-wheelsteeringtechnologyisproposed.Atpresent,mostofitsresearchfocusesonfour-wheelsteering,electronicallycontrolledsteeringandcontrolstrategies,andverylittleresearchonmechanicaldynamicsteeringmechanisms.Theplanetarygear-typemechanicalsteeringmechanismproposedinthisarticlecanmakethevehiclereversethefrontandrearaxlesatlowspeedsandlargecorners,andthesamefrontandrearaxlesathighspeedsandsmallcorners,whichnotonlyimprovesthevehicle'smaneuverabilitybutalsoachievesbetterstability.Althoughitsperformanceisnotaspreciseasthatofanelectronicallysteeredvehicle,ithasbetterdurabilityandlowcost.Itiscurrentlyabetterchoicetoimprovethesteeringperformanceoftrucks.Inthispaper,theworkingprincipleoftheplanetarygearsteeringmechanismandtheinfluenceofthestructuralparametersarefirstlyanalyzed.Then,basedonrelatedtheoriessuchassteeringstabilityandfour-wheelsteeringtechnology,thechangeoftheturninganglebetweenthefrontandrearwheelsofthevehicleunderdifferentsteeringsituationsisanalyzed.Thevehiclemodelwasverifiedandthesteeringperformancewasverified.Theresultsshowthattheplanetarygeartypedynamicsteeringmechanismcansignificantlyimprovethemaneuverabilityandstabilityofthevehicle.Thisarticledesignsandstudiesthesteeringsystem,explainsitsworkingprinciple,makesdetaileddesigncalculationsoftheplanetarygearsandsungearsintheplanetarygearreducer,andperformsdesigncalculationsandstrengthcheckofitsimportantparts..Keywords:reducer;steeringgear;Design;Gear;Axis;Checking第1章绪论1.1课题研究背景转出机构又名转向机、方向机，它是转向系中最重要的部件。转出机构的作用是：增大转向盘传到转向传动机构的力和改变力的传递方向。早期的汽车转向是用舵柄或横杆(即一种两端带有手柄的水平杆)进行操纵，转向比是1：1，因而汽车转向时的操作是很吃力的。后来，带有齿轮减速比的转向机构很快被推广使用，但是，这种机构的方向盘不象舵柄或横杆要置放在汽车中线的位置，而是要置放在汽车的左边或右边，这样触发了方向盘位置的争论。这场争论旷日持久，导致了今天的汽车分成了两大类方向盘装置法：

一类以美国，中国，俄罗斯等世界上大多数国家和地区采用的左置方向盘，实行右上左下的汽车行驶规则；另一类以英国及英联邦，日本等少数国家和地区采用的右置方向盘，实行右下左上的汽车行驶规则。

几十年来，各种汽车都使用蜗杆扇形齿轮转出机构，现在的循环球式转出机构也是这种转出机构的一种变型，轿车也经常使用。在这种转出机构中，蜗杆与扇形齿轮之间嵌入了钢珠，大大降低了摩擦力，使汽车的转向操纵变得比较轻松[1]。从70年代起轿车兴起了齿轮齿条转向机构，它由方向盘、方向轴、方向节、转动轴、转出机构、转向传动杆和转向轮(前轮)等组成。方向盘操纵转出机构内的齿轮。转动，齿轮与齿条紧密啮合，推动齿条左移动或右移动，带动转向轮摆动，从而改变轿车行驶的方向。

这种转向机构与蜗杆扇形齿轮等其它类型的转向机构比较，省略了转向摇臂和转向主拉杆，具有构件简单，传动效率高的优点。而且它的逆传动效率也高，在车辆行驶时可以保证偏转车轮的自动回正，驾驶者的路感性强。

其实，齿轮齿条转向机构早在一世纪前的汽车萌芽发展阶段已经有了，只是那时还不完善，机件加工粗糙。1905年通用汽车卡迪拉克部的工程师将齿轮齿条转出机构的设计理论化，并加工成精度很高，操纵灵活的齿轮齿条转出机构，正式应用在轿车上。行星齿轮式转向机构主要由转向传动轴、转向传动偏轴、行星齿轮、行星轮偏轴、固定齿圈和滑块等组成［4］，如图1所示。转向传动轴接收来自前轮的转向驱动，通过转向传动偏轴带动行星齿轮沿固定内齿圈转动，固定在行星齿轮上的行星轮偏轴随之转动，带动滑块拨动后轮的转向传动机构左右移动，最终传递到后转向轮使其转角发生变化。1.2行星齿轮转向系统的研究现状改革开放以来，我国汽车工业发展迅猛。作为汽车关键部件之一的转向系统也得到了相应的发展，基本已形成了专业化、系列化生产的局面。有资料显示，国外有很多国家的转出机构厂，都已发展成大规模生产的专业厂，年产超过百万台，垄断了转出机构的生产，并且销售点遍布了全世界国外发达国家转出机构的制造有较长历史，伴随汽车的发明转出机构的设计和制造也一直在不断的更新。近些年来，为了满足各种工况的实际需求转出机构的类型已经演化到很多种。为了达到更加灵活和精准的转向，液压助力转向和电子助力转向已经在国外得到了广泛应用。国外汽车配装的转出机构以液压助力式转出机构为主，约占总产量的50%以上，机械式转出机构仅占7%且日趋淘汰，从液压助力式转出机构基础上发展起来的电动液压助力式转出机构约占15%，近年来迅速发展的电动助力式转出机构占28%（主要配轿车。我国的汽车制造业起步较晚，所以汽车转出机构的发展造成了一定程度的延后，尤其和世界水平产生了不小的差距。80年代以后，由于改革开放，我国经济迅速发展。面对国内汽车制造行业的蒸蒸日上，作为汽车关键部件之一的转出机构也得到了较为快速地发展，在产销规模不断增长的同时，技术水平也得到了一定程度的提升[3]。据统计，2007年全国汽车转出机构生产企业有150多家，其中民营企业占70%，国营企业占14%，合资企业占10%，独资企业占6%。转出机构行业中，规模较大的企业有上海ZF、恒隆集团、一汽光洋、新乡豫北和湖北三环等20多家，生产集中度约为80%。转出机构行业的企业总资产约为130亿元，年生产能力超过1000万台（套）。2007年，国内转出机构产销量约940万台（套），总产值约为120亿元，出口创汇约2.45亿美元。产品结构基本合理，能覆盖国内全系列汽车，基本满足整车产业发展需求。在国内汽车配装的转出机构产品中，商用车（主要是载货车）有95%以上是自主品牌转出机构。在中高档轿车中，2/3车辆使用的是中外合资企业或外商独资企业生产的转出机构，1/3的车辆使用自主品牌转出机构。低档轿车则几乎全部使用自主品牌转出机构1.3课题的研究意义我国汽车转出机构制造业的发展，从无到有，从小到大，已成为我国机械工业的重要组成之一，成为世界转出机构生产大国之一。迄今通过技术引进、消化吸收、合作生产，自主开发了多种种新产品，填补了国内空白，有的达到国际先进水平。产品的技术水平和自动化程度都有很大提高，新的技术产生了新的成果主要表现在：（1）做成整体式动力转出机构应用于各种工况的多种车辆中（2）制成变传动比转出机构解决转向灵敏度和转向力之间的矛盾（3）可逆式转出机构保证转向后转向轮和转向盘自动回证，减轻驾驶员疲劳，提高行驶安全性（4）采用变厚齿扇简单了转出机构的传动间隙调整机构，保证了转向的灵敏度。1.4课题的设计任务1.明确设计要求，进行工况分析，拟定总体方案；2.计算和确定系统的主要参数；3.设计机械系统装配图；4.设计典型零件图；5.采用UG或PRO/E等软件建立零件或机构的三维实体模型.第2章主要设计参数的确定2.1行星齿轮转向系统的分析2.1.1行星齿轮转向系统的类型EPS的类型通常可以按其电动机的减速机构的形式不同或电动机的布置位置不同进行分类。EPS系统一般都有减速机构，电动机转矩输出经过减速机构减速增矩对EPS进行助力。根据汽车上转向器结构形式不同，EPS可分为:循环球螺母式(图2.2)、行星齿轮式(图2.3)、齿轮齿条式(图2.4)三种。循环球螺母式EPS电动机力矩的传递路线为:电动机—循环球螺母—齿轮条。行星齿轮式EPS电动机力矩的传递路线为:电动机—行星齿轮一齿轮条。齿轮齿条式EPS的电动机力矩的传递路线为:电动机—行星齿轮副—另设齿轮—齿条。1——力矩传感器1——电磁离合器2——循环球螺母2——电动机3——功率放大器3——扭矩传感器4——电控单元4——转向轴5——齿条5——行星齿轮机构6——转向盘6——齿轮齿条机构7——电动机8——转向减速机构图2.2循环球螺母式图2.3行星齿轮式1——扭矩传感器2——转接盘3——电动机4——电磁离合器5——齿轮齿条机构图2.4齿轮齿条式2.2助力电动机的选择2.2.1电动机的概述助力电动机是EPS系统的动力源,它根据ECU输出的控制指令,在不同的工况下输出不同的助力转矩,对整个EPS性能影响很大,因此需要具备良好的动态特性、调速特性和随动特性并易于控制,而且要求输出波动小、低转大转矩、转动惯量小、尺寸小质量轻等,因此,常采用无刷式永磁直流电动机。为改善操纵感、降低噪音和减少振动,在电动机转子外表面开出斜槽或螺旋槽,而改变定子磁铁的中心处或端部厚度,将定子磁铁设计成不等厚。第3章行星齿轮转向系统减速机构的设计3.1减速机构的分析及布置形式的确定转向系统的机构部分是该系统不可缺少的重要组成部分，其减速机构把电动机的输出，经过减速增扭传递到动力辅助单元，实现助力。图3.1减速机构因此，减速机构的设计是EPS系统的关键技术之一。目前常用的减速机构有多种结构形式，主要分为行星齿轮式、行星齿轮式和循环球螺母式等三种。而我选用了行星齿轮式减速机构。采用行星齿轮减速机构，见图3.1，其传动机构有如下两大优点：（1）实现大的传动比。在动力传动中，一般传动比i=5~80;在分度机构或手动机构的传动中，传动比可达300；若只传递运动，传动比可达1000由于传动比大，零件数目又少，因而结构很紧凑。（2）在太阳轮传动中，由于太阳轮齿是连续不断的螺旋齿，它的行星齿轮是逐渐进入啮合逐渐退出啮合的，同时啮合的齿对数较多，故冲击载荷小，传动平稳，噪音低。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1-1所示为作者拟定的传动方案，适于在恶劣环境下长期连续工作。图4-1周转轮系a-中心轮；g-行星轮；b-内齿圈；H-行星架第4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1—1），2K—H（NGW）型传动的传动比为=1-=1+/可得=1-=1-=1-5.2=-4.2=/-1=63*5/21=15输出转速：=/=n/=2600/5.2=500r/min2、行星齿轮传动的效率计算：η=1-|-/(-1)*|*=为a—g啮合的损失系数，为b—g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=2600r/min、=500r/min、=-21/5可得η=1-|-/(-1)*|*=1-|2600-500/(-4.2-1)*500|*0.025=97.98%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+/=63/5=21/5=4.2=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a—g的中心距等于内啮合齿轮b—g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=63-15/2=243、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=2π/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=*2π/式中2π/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2π*//2π/=1+/经整理后=+=（15+63）/2=24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1—2所示图4-1行星齿轮可得l=2*＞l=2*2/m*(+)*sin=39/2m=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=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m—使用系数，由《参考文献二》表6—7查得=1；—综合系数，由《参考文献二》表6—5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6—5得=1.85；—小齿轮齿形系数，图6—22可得=3.15；，—齿轮副中小齿轮齿数，==15；—试验齿轮弯曲疲劳极限，按由《参考文献二》图6—26～6—30选取=120所以m==12.1×=0.658取m=0.91）分度圆直径d=m*=0.9×15=13.5mm=m*=0.9×24=21.6mm=m*=0.9×63=56.7mm2)齿顶圆直径齿顶高：外啮合=*m=m=0.9内啮合=（-△）*m=(1-7.55/)*m=0.792=+2=13.5+1.8=15.3mm=+2=21.6+1.8=23.4mm=-2=56.7-1.584=55.116mm3)齿根圆直径齿根高=（+）*m=1.25m=1.125=-2=13.5-2.25=11.25mm=-2=21.6-2.25=19.35mm=+2=56.7+2.25=58.95mm4）齿宽b《参考三》表8—19选取=1=*=1×13.5=13.5mm=*+5=13.5+5=18.5mm=13.5+(5-10)=13.5-5=8.5mm5)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、a—g为外啮合齿轮副=m/2(+)=0.9/2×(15+24)=17.55mm2、b—g为内啮合齿轮副=m/2(+)=0.9/2×(63-24)=17.55mm中心轮a行星轮g内齿圈b模数m0.90.90.9齿数z152463分度圆直径d13.521.656.7齿顶圆直径15.323.454.9齿根圆直径11.2519.3558.95齿宽高b18.518.58.5中心距a=17.55mm=17.55mm4.4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162～217HBS，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=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m=298.4N*mm；（3）按齿根弯曲疲劳强度校核由《参考文献三》式8—24得出如【】则校核合格。（4）齿形系数由《参考文献三》表8—12得=3.15，=2.7，=2.29；（5）应力修正系数由《参考文献三》表8—13得=1.49，=1.58，=1.74；（6）许用弯曲应力由《参考文献三》图8—24得=180MPa，=160MPa；由表8—9得=1.3由图8—25得==1；由《参考文献三》式8—14可得=*/=180/1.3=138MPa=*/=160/1.3=123.077MPa=2K/b*=(2×1.1×298.4/13.5××15)×3.15×1.49=18.78Mpa<=138MPa=*/=18.78×2.7×1.587/3.15×1.74=14.62<=123.077MPa齿根弯曲疲劳强度校核合格。2、齿轮齿面强度的计算及校核（1）、齿面接触应力===（2）、许用接触应力为许用接触应力可按下式计算，即=*（3）、强度条件校核齿面接触应力的强度条件：大小齿轮的计算接触应力中的较大值均应不大于其相应的许用接触应力为，即或者校核齿轮的安全系数：大、小齿轮接触安全系数值应分别大于其对应的最小安全系数，即>查《参考文献二》表6—11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6—7选取=1（2）动载荷系数查《参考文献二》图6—6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6—9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7—13得=1+0.5（-1）由《参考文献二》图7—19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6—9查得=2.06（7）弹性系数由《参考文献二》表6—10查得=1.605（8）重合度系数由《参考文献二》图6—10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6—11～图6—15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6—11查得=1.38（13）润滑油膜影响系数、、由《参考文献二》图6—17、图6—18、图6—19查得=0.9、=0.952、=0.82（14）齿面工作硬化系数由《参考文献二》图6—20查得=1.2（15）接触强度计算的尺寸系数由《参考文献二》图6—21查得=1所以==2.06×1.605×0.82×1×=2.95==2.95×=3.5==2.95×=4.32=*=520/1.3×1.38×0.9×0.95×0.82×1.2×1=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2H—K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：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。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。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2H—K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1—3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=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m可得=*=0.8952N*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)(b)（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/=2000×0.2984/13.5=44.2N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/=-44.2N内齿轮作用于行星轮g的切向力为==-2000/=-44.2N转臂H作用于行星轮g的切向力为=-2=-4000/=-88.4N转臂H上所的作用力为=-2=-4000/=--88.4N转臂H上所的力矩为==-4000/*=-4000×0.8952/13.5×17.55=-4655.0N*m在内齿轮b上所受的切向力为=-=2000/=44.2N在内齿轮b上所受的力矩为=/2000=/=0.8952×21.6/13.5=1.43N*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（6—37）得-/=1/=1/1-=1/1+P转臂H的转矩为=-*（1+P）=-0.8952×（1+4.2）=-4.655N*m仿上-/=1/=1/1-=p/1+P内齿轮b所传递的转矩，=-p/1+p*=-4.2/5.2×(-4.655)=3.76N*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：（１）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。（２）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。（３）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。（４）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。（５）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5章行星轮架与输出轴间齿轮传动的设计已知：传递功率P=150w,齿轮轴转速n=1600r/min，传动比i=5.2，载荷平稳。使用寿命10年，单班制工作。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220～250HBS，齿轮轴选用45钢正火，硬度为170～210HBS，选用8级精度，要求齿面粗糙度3.2～6.3。（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10—22求出值。确定有关参数与系数。转矩==/=9549/n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m荷系数K查《参考文献四》表10—11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10—20选取=1。4）许用接触应力由《参考文献四》图10—24查得=560Mpa,=530Mpa由《参考文献四》表10—10查得=1=60nj=60×1600×1×(10×52×40)=1.997×=/i=1.997×由《参考文献四》图10—27可得==1.05。由《参考文献四》式10—13可得=/=1.05×560/1=588Mpa=/=1.05×530/1=556.5Mpa5.3按齿根弯曲疲劳强度计算由《参考文献四》式10—24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10—13查得==3.632）应力修正系数由《参考文献四》表10—14查得==1.413）许用弯曲应力由《参考文献四》图10—25查得=210Mpa,=190Mpa由《参考文献四》表10—10查得=1.3由《参考文献四》图10—26查得==1由《参考文献四》式10—14可得=/=210/1.3=162Mpa=/=190/1.3=146Mpa故m1.26=1.26×=0.58=2K/b=×3.63×1.41=27.77MPa<=162Mpa=/=27.77MPa<=146Mpa齿根弯曲强度校核合格。由《参考文献四》表10—3取标准模数m=15.4主要尺寸计算==mz=1×11mm=11mm===1×11mm=11mma=1/2m(+)=1/2×1×(11+11)mm=11mm5.5验算齿轮的圆周速度vv=/60×1000=×11×1600/60×1000=0.921m/s由《参考文献四》表10—22,可知选用8级精度是合适的。6.1减速器输入轴的设计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14—4查得强度极限=650MPa,再由表14—2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14—1得C=118～107。又由式14—2得d=(118～107)=5.36～4.86取直径=8.5mm3、确定各轴段的直径轴段1(外端)直径最少=8.5mm，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：=9.7mm,=10mm,=11mm,=11.5mm,=12mm,=15.42mm，=18mm。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=107mm,=3.3mm,=2mm,=44.2mm,=4mm,=18.5mm,=1.5mm,=16.3mm。按设计结果画出轴的结构草图：图7-1输入轴简图校核轴a、受力分析图图7-2受力分析水平面弯矩图(b)垂直面内的弯矩图(c)合成弯矩图(d)转矩图圆周力：==2×298.4/13.5=44.2N径向力：==44.2×tan=16.1N法向力：=/cos=44.2/cos=47.04Nb、作水平面内弯矩图（7-2a）。支点反力为：=/2=22.1N弯矩为：=22.1×77.95/2=861.35Nmm=22.1×29.05/2=321Nmmc、作垂直面内的弯矩图（7-2b），支点反力为：=/2=8.04N弯矩为：=8.04×77.95/2=313.5Nmm=8.04×29.05/2=116.78Nmmd、作合成弯矩图（7-2c）：===994.45Nmm===370.6Nmme、作转矩图(7-2d)：T=9549/n=9549×0.15/1600=0.8952N*m=895.2Nmmf、求当量弯矩===1130.23Nmm==652.566Nmmg、校核强度=/W=1130.23/0.1=1130.23/0.1×=6.54Mpa=/W=652.566/0.1=652.566/0.1×=4.9Mpa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行星轮系减速器齿轮输出轴的设计 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14—4查得强度极限=600MPa,再由表14—2得许用弯曲应力=55MPa2、按扭转强度估算轴径=Pη=0.15×97.98%=0.147kw根据《参考文献四》表14—1得C=118～107。又由式14—2得d=(118～107)=5.34～4.83取直径=8.9mm3、确定各轴段的直径轴段1(外端)直径最少=8.9m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：=12mm,==11.3mm,===12mm。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=136.5mm,=19.2mm,=1.1mm,=74.5mm,=1.5mm,=15.8mm,=1.2mm,=23.2mm。按设计结果画出轴的结构草图：见图7-3图7-3输出轴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：==2×465.5/11=84.64N径向力：==846.4×tan=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：=42.32×68.25/2=1444.17Nmm=423.2×33.05/2=699.338Nmmc、作垂直面内的弯矩图（7-4b），支点反力为：=/2=15.405N弯矩为：=154.05×68.25/2=525.7Nmm=154.05×33.05/2=254.57Nmmd、作合成弯矩图（7-4c）：===1536.87Nmm===744.23Nmme、作转矩图(7-4d)：T=-=*（1+P）=0.8952×（1+4.2）=465.5N*mmf、求当量弯矩===1562.04Nmm==794.9Nmmg、校核强度=/W=1562.04/0.1=1562.04/0.1×=9.