《514652110机械工程及自动化毕业设计（论文）3.0吨调度绞车的设计.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《514652110机械工程及自动化毕业设计（论文）3.0吨调度绞车的设计.doc（110页珍藏版）》请在三一办公上搜索。
1、本科生毕业设计姓 名： 学 号： 学 院： 应用技术学院 专 业： 机械工程及自动化 设计题目： 3.0吨调度绞车的设计 专 题： 指导教师： 职 称： 如需图纸，QQ153893706 中国矿业大学毕业设计任务书学院应用技术学院专业年级 机自04-3班 学生姓名 任务下达日期： 2008年1月11日 毕业设计日期： 2008年3月25日至2008年6月16日毕业设计题目： 3.0吨调度绞车的设计毕业设计专题题目：毕业设计主要内容和要求：设计3吨调度绞车，主要设计参数 牵引力：30 速绳： 1.2 容绳量：500 m 院长签字： 指导教师签字：中国矿业大学毕业设计指导教师评阅书指导教师评语（基
2、础理论及基本技能的掌握；独立解决实际问题的能力；研究内容的理论依据和技术方法；取得的主要成果及创新点；工作态度及工作量；总体评价及建议成绩；存在问题；是否同意答辩等）：成 绩： 指导教师签字： 年 月 日 中国矿业大学毕业设计评阅教师评阅书评阅教师评语（选题的意义；基础理论及基本技能的掌握；综合运用所学知识解决实际问题的能力；工作量的大小；取得的主要成果及创新点；写作的规范程度；总体评价及建议成绩；存在问题；是否同意答辩等）：成 绩： 评阅教师签字： 年 月 日中国矿业大学毕业设计评阅教师评阅书评阅教师评语（选题的意义；基础理论及基本技能的掌握；综合运用所学知识解决实际问题的能力；工作量的大小
3、；取得的主要成果及创新点；写作的规范程度；总体评价及建议成绩；存在问题；是否同意答辩等）：成 绩： 评阅教师签字： 年 月 日中国矿业大学毕业设计答辩及综合成绩答 辩 情 况提 出 问 题回 答 问 题正 确基本正确有一般性错误有原则性错误没有回答答辩委员会评语及建议成绩：答辩委员会主任签字： 年 月 日学院领导小组综合评定成绩：学院领导小组负责人： 年 月 日摘 要本次设计的题目是3吨调度绞车的设计。调度绞车由于结构简单、重量不大、移动方便，而被广泛应用于矿山地面、冶金矿场或建筑工地等进行调度和其它运输工作。绞车的主要特点为：结构尺寸和重量较小、钢丝绳速度不高，安装及撤除操作方便、启动平衡（
4、稳）、故障率低、常见故障易处理、维护方便。我国许多调度绞车的设计是引进前苏联的技术，并在其基础上作了一些改进，本设计方案的主要特点：该型绞车采用两级内啮合传动和一级行星轮传动。Z1/Z2和Z3/Z4为两级内啮合传动，Z5、Z6、Z7组成行星传动机构。在电动机轴头上安装着加长套的齿轮Z1，通过内齿轮Z2、齿轮Z3和内齿轮Z4，把运动传到齿轮Z5上，齿轮Z5是行星轮系的中央轮（或称太阳轮），再带动两个行星齿轮Z6和大内齿轮Z7。行星齿轮自由地装在2根与带动固定连接的轴上，大内齿轮Z7齿圈外部装有工作闸，用于控制绞车滚筒运转。为了达到良好的均载效果，在设计的均载机构中采取无多余约束的浮动方式。另外，
5、变位齿轮的使用也可以获得准确的传动比，提高啮合传动质量和承载能力。本次设计主要对两级内啮合传动和一级行星轮传动、滚筒结构、制动器等进行了详细的设计。关键词： 调度绞车；行星齿轮；行星传动；内啮合传动Abstract The design is the subject of three tons scheduling winch design. Scheduling winch as simple structure, less weight, mobile convenience, and the ground was widely used in mining, metallurgical
6、mines or construction sites, such as dispatching and other transportation work. Winch the main features are: small size and weight of the structure, the rope speed is not high, installation and removal easy to operate, start balance (stability), the failure rate is low and easy to deal with common f
7、ault, and easy maintenance. Many of our scheduling winches are designed to introduce the former Soviet Union, and on the basis of their made some improvements, the design of the main features: the use of two-winch internal drive and a planetary gear transmission. Z1/Z2 and Z3/Z4 for two Internal Dri
8、ve, Z5, Z6, Z7 composition of planetary transmission mechanism. Installation of the motor shaft head of the extended sets of gear Z1, through the gears Z2, with gear Z3 and Z4, the movement spread to gear Z5, the Z5 is the planetary gear wheel of a central round (or round the sun), Further promote t
9、he two planetary gear Z6, and the gear Z7. Planetary gear freely installed in the two driven and connected to a fixed axis, the largest in the gear Z7 Gear work with the external gateway, used to control winch drum operation. In order to achieve good results, are contained in the design of the bodie
10、s contained no extra bound to take the floating manner. In addition, the use of variable gear can also get accurate than the drive to improve the quality and meshing transmission capacity. The design of the two main transmissions and meshing with a planetary gear transmission, the drum structure, su
11、ch as brake carried out a detailed design. Key words: scheduling winch; planetary gear; planetary transmission; Internal Drive目 录一、整体方案设计11.1产品的名称、用途及主要设计参数11.2整体设计方案的确定11.3 设计方案的改进2二、 牵引钢丝绳直径及卷筒直径的确定32.1钢丝绳的选择32.1.1 计算钢丝绳直径32.1.2钢丝绳强度校核：32.2卷筒32.2.1 卷筒的名义直径32.2.2 确定卷筒的宽度B42.2.3 初选钢丝绳的缠绕层数为:42.2.5 确
12、定卷筒直径42.2.6 卷筒厚度：4三、 电机的选取：63.1系统的总效率63.2绳速的确定63.3电机的选型6四、总传动比的计算及传动比的分配74.1总传动比的计算：74.2 传动比的分配7五、 两级内齿圈传动设计95.1齿轮材料处理工艺及制造工艺的选定95.2确定各主要参数95.2.1传动比95.2.2 第一级传动齿轮模数m95.2.3 内啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算105.2.4 齿轮接触疲劳强度计算105.2.5齿轮强度校验125.3 第二级传动齿轮模数m165.3.1 内啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算175.3.2 齿轮接触疲劳强度设计计算175.3.3 齿轮强度校验20六
13、、 行星轮传动设计246.1齿轮材料处理工艺及制造工艺的选定246.2确定各主要参数246.2.1传动比246.2.2行星轮数目246.2.3载荷不均衡系数246.2.4 配齿计算246.2.5 太阳轮分度圆直径256.2.6计算变位系数266.3几何尺寸计算296.4 啮合要素计算306.4.1 ac传动端面重合度306.4.2 cb传动端面重合度306.5 齿轮强度验算316.5.1 外啮合316.5.2 内啮合36七、主轴的结构设计407.1轴的材料的选定407.2 轴直径的初步估算407.3轴的结构设计40八、行星轴的结构设计和校核558.1行星轴558.1.1结构设计558.1.2行
14、星轴材料558.1.3 轴的受力分析558.1.4按当量弯矩计算轴径568.1.5轴的疲劳强度安全因数校核计算568.1.6轴的表强度安全因数校核计算578.2行星轴校验588.2.1 轴径588.2.2行星轴材料588.2.3 轴的受力分析588.2.4按当量弯矩计算轴径598.2.5轴的疲劳强度安全因数校核计算608.2.6轴的表强度安全因数校核计算61九、 行星架结构设计639.1行星架形式的确定和材料的选定639.2行星架的技术要求63十、轴承及校核6510.1调心滚子轴承6510.2深汮球轴承66十一、 联接（普通平键联接）6911.1主轴上的平键联接6911.1.1 键的选取691
15、1.1.2 键联接的强度校核6911.2滚筒和行星架之间的联接7011.2.1键的选取7011.2.2键联接的强度校核70十二、减速器铸造机体结构尺寸7112.1铸造机体的壁厚7112.2螺栓直径71十三、 制动器的设计计算7213.1制动器的作用与要求7213.1.1制动器的作用7213.1.2制动器的要求7213.2制动器的类型比较与选择7213.2.1制动器的类型7213.2.2制动器的选择7213.3外抱闸式制动器结构7213.4外抱闸式制动器的几何参数计算73十四、 主要零件的技术要求7914.1对齿轮的要求7914.1.1齿轮精度7914.1.2对行星轮制造方面的几点要求7914.
16、1.3齿轮材料和热处理要求79十五、维护及修理8015.1润滑8015.2维护8015.3修理80Abstract81摘要88毕业设计总结94参考文献95一、整体方案设计1.1产品的名称、用途及主要设计参数本次设计的产品名称是3吨调度绞车，调度绞车是一种小型绞车，通过緾绕在滚筒上的钢丝绳牵引车辆在轨道上运行，属于有极绳运输绞车。调度绞车适用于煤矿井下或地面装载站调度编组矿车，在中间巷道中拖运矿车，亦可在其它地方作辅助运输工具。主要设计参数为：牵引力 30 绳速 1.2 容绳 500 m1.2整体设计方案的确定该型绞车采用两级内啮合传动和一级行星轮传动。Z1/Z2和Z3/Z4为两级内啮合传动，Z
17、5、Z6、Z7组成行星传动机构。A1234567B 在电动机轴头上安装着加长套的齿轮Z1，通过内齿轮Z2、齿轮Z3和内齿轮Z4，把运动传到齿轮Z5上，齿轮Z5是行星轮系的中央轮（或称太阳轮），再带动两个行星齿轮Z6和大内齿轮Z7。行星齿轮自由地装在2根与带动固定连接的轴上，大内齿轮Z7齿圈外部装有工作闸，用于控制绞车滚筒运转。 若将大内齿轮Z7上的工作闸闸住，而将滚筒上的制动闸松开，此时电动机转动由两级内啮轮传动到齿轮Z5、Z6和Z7。但由于Z7已被闸住，不能转动，所以齿轮Z6只能一方面绕自己的轴线自转，同时还要绕齿轮Z5的轴线（滚筒中心线）公转。从而带动与其相连的带动转动，此时Z6的运行方式
18、很类似太阳系中的行星（如地球）的运动方式，齿轮Z6又称行星齿轮，其传动方式称为行星传动。 反之，若将大内齿轮Z7上的工作闸松开，而将滚筒上的制动闸闸住，因Z6与滚筒直接相连，只作自转，没有公转，从Z1到Z7的传动系统变为定轴轮系，齿轮Z7做空转。倒替松开（或闸住）工作闸或制动闸，即可使调度绞车在不停电动机的情况下实现运行和停车。当需要作反向提升时，必须重新按动启动按钮，使电机反向运转。为了调节起升和下放速度或停止，两刹车装置可交替刹紧和松开。1.3 设计方案的改进为了达到良好的均载效果，在设计的均载机构中采取无多余约束的浮动，既在行星轮中安装一个球面调心轴承。高速级行星架无支承并与低速级太阳轮
19、固定联接。此法的优点是机构中无多余约束，结构简单，浮动效果好，沿齿长方向的载荷分布均匀。由于行星轮内只装一个轴承，当传动比较小时，轴承尺寸小，寿命较长。设计中还采用了合理的变位齿轮，在渐开线行星齿轮传动中，可以获得如下的效果：获得准确的传动比，提高啮合传动质量和承载能力，在传动比得到保证的前提下得到理想的中心距，在保证装配及同心等条件下，使齿数的选择有较大的灵活性。二、 牵引钢丝绳直径及卷筒直径的确定2.1钢丝绳的选择2.1.1 根据GB/T89181996知，钢丝绳直径可由钢丝绳最大工作静拉力，按下式确定：d = （2-1）式中d钢丝绳最小直径 C选择系数 ，取C =0.1 S钢丝绳最大静拉
20、力N则由公式（2-1）可得：d =17.32 所以选择钢丝绳直径d =19.5初选钢丝绳直径 =19.5 型号为：619（a）19.51552.1.2钢丝绳强度校核：由钢丝绳型号知：钢丝绳公称抗拉强度为1550 所以最小钢丝破断拉力总和 整条钢丝绳的破断拉力为 （2-2） 式中：拉力影响系数，取=0.85安全系数所以=5故所选钢丝绳满足要求。2.2卷筒2.2.1 卷筒的名义直径 （2-3）式中：按钢丝绳中心计算的卷筒最小直径 d钢丝绳直径 h与机构工作级别和钢丝绳的结构有关的系数，因为机构的工作级别为M5级，所以取h =182.2.2 确定卷筒的宽度B初选每层缠绕圈数z=21B=式中：钢丝绳排
21、列不均匀系数2.2.3 初选钢丝绳的缠绕层数为:n=132.2.4 验算卷筒容绳量L L = （2-4）=413.95 m式中：钢丝绳每层降低系数。取=0.92.2.5 确定卷筒直径钢丝绳的最小缠绕直径=351+15.5=366.5 mm钢丝绳的最大缠绕直径=+d+2(n-1)d （2-5）=351+19.5+2(13-1)19.50.9=791.7 mm式中：钢丝绳每层降低系数。取=0.9钢丝绳在卷筒上的平均缠绕直径：= （2-6）=（366.5+791.7）=579.1 卷筒的结构外径：=791.7+219.53=908.7 取=908.7 2.2.6 卷筒厚度：对铸铁卷筒：厚度=0.02
22、+(6-10)=0.02351+9=16.02 mm三、 电机的选取：3.1系统的总效率=0.9600.990=0.825式中：卷筒上钢丝绳缠绕效率，取=0.960搅油效率，取=0.990一级行星轮传动效率，各取=0.970七个滚动轴承的效率，各取=0.990两级内齿传动效率，各取=0.9803.2绳速的确定v =1.2 m/s3.3电机的选型最大功率： =Fv =301.2 =36 kW电机轴上的功率：P =/=36/0.825=43.636 kW根据以上计算，选取电机的参数如下：型号：Y250M-4额定功率：55 KW满载转速：1480 r/min效率：92.5%=2.0=7.7电机的实际
23、输出功率：P=550.925=50.875 kW 所以该电机符合要求。四、总传动比的计算及传动比的分配4.1总传动比的计算：由上面的选型及计算可知：电机的转速 =1480 r/min卷筒转速 =37.799 r/min可得总传动比为= = =39.154.2 传动比的分配按三级传动，因此应进行传动比分配，分配的原则为：1）使各级传动的承载能力大致相等，即齿面接触强度大致相等；2）使减速机构获得最小的外形尺寸和重量；3）使各级传动的大齿轮浸油深度大致相等。为此，一般取 q =式中：使用系数。 中等沖击， = =1.25行星轮间载荷分配系数，行星架浮动，6级精度，取 =1.20行星轮间载荷分配系数
24、，太阳轮浮动，8级精度，取 =1.05综合系数。=3，高精度，硬齿面，取 = =1.8角标1、2表示第一级和第二级传动。 = =2查表定 = =0.7 =则：q = = =1.143计算 =1.143 2以此值和传动比得 =6.8 可知： =i/=39.15/7.8=4.99则=2.79 =2.79=4.99五、 两级内齿圈传动设计5.1齿轮材料处理工艺及制造工艺的选定内齿圈的材料为40Cr,调质处理，硬度为HBS 262293试验齿轮齿面接触疲劳极限=650 =220 齿轮的加工为插齿，精度为7级。5.2确定各主要参数由于属于低速传动，采用齿形角=，直齿轮传动，精度为6级，为提高承载能力，两
25、级均采用直齿轮传动。5.2.1传动比=2.795.2.2 第一级传动齿轮模数m模数m由强度计算或结构设计确定 式中 综合系数，齿轮为7级精度等级冲击取=1.62.6，8级精度等级中等冲击取=2.53.9，冲击较大、不变位时取较大值。 小齿轮的齿形系数 小齿轮的传动转矩 额定功率， 小齿轮转数（一般为第一级即电机转数）， 实验齿轮的弯曲疲劳极限，按MQ级中等质量要求选取 齿宽系数，齿宽b与小齿轮分度圆直径的比值。则 取圆整 =45.2.3 内啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算分度圆的压力角： 齿顶高系数：纵向间隙系数 模数的选取 =45.2.4 齿轮接触疲劳强度计算小轮分度圆直径，由下边公式 齿
26、宽系数 查表，按齿轮相对轴承为非对称布置=0.8小轮齿数 取=27大轮齿数 =2.7927=75.33齿数比 =75/27传动比误差 =0.33/2.770.05小轮转矩 =354899载荷系数 使用系数，查表取=1动载系数，查表取=1.2齿间载荷系数，由表取1.1齿间载荷分布系数，查表取1.1载荷系数 =11.21.11.1=1.45材料弹性系数 查表取=189.8节点区域系数 查图取 =2.5重合度系数 由推荐值0.850.92 ，则=0.87 = =96.41 齿轮模数 =96.41/27=3.57 ，取圆整 =5 小轮分度圆直径 =527=135 圆周速度 =取=10.46 标准中心距
27、 =5（27+75）/2=255 齿宽 =0.8135=108 大齿轮齿宽 小齿轮齿宽 = +（510）=115 分度圆直径 =75 5=375 基圆直径 =375=352 齿顶圆直径 =-式中 =当 =1，=时 =1 =-=375-215+1=366 齿根圆直径 =375+2（1+0.25）5=382.5 全齿高 =（382.5 366）=8.25 中心距 =（75-27）5=120 5.2.5齿轮强度校验）齿面接触疲劳强度计算接触应力由公式（5-15）得齿面接触应力的基本值 = =2.58189.80.911 =226.63 式中：端面内分度圆上的名义切向力，取 =2776.16 N b工
28、作齿宽， 取b =108 小齿轮分度圆直径，取 =144u齿数比，u =/ =75/27 =2.79节点区域系数，取 =2.58 =0，查图6-10，取 =2.21弹性系数，查表取 =189.8重合度系数，查图取 =0.91螺旋角系数，直齿 =0，取 =1，由公式（5-14）得接触应力 = = 226.63 = 309.62 式中 使用系数，中等冲击，查表 取 =1.25 动载系数，6级精度，查表 取 =1.01 计算接触强度的齿向载荷分布系数，取 =1.12 计算接触强度的齿间载荷分布系数，取 =1 计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数,查表取 =1.2 计算齿面接触应力的基本值，许用接触应
29、力 = 式中：试验齿轮的接触疲劳极限，取 =1400 计算接触强度的最小安全系数，取 =1.25 计算接触强度的寿命系数，取 =1.03润滑油系数，取 =1.06工作硬化系数， =1.1速度系数，取 =0.905粗糙度系数，取 =0.96尺寸系数，取 =1则 = =1168.62 故 接触强度通过。）齿根弯曲疲劳强度，计算齿根应力 式中：= 端面内分度圆上的名义切向力，取 =2776.16 Nb工作齿宽， 取b =108 法向模数，取=5= =5.14载荷系数 =11.21.11.1=1.45式中： 使用系数。取=1 动载系数。取=1.2 齿间载荷系数，取=1.1 齿间载荷分布系数，取=1.1
30、弯曲强度的重合度系数 式中： 齿形系数。取=2.5 应力修正系数。取=1.605 重合度系数。=0.716 螺旋角系数。=1.0 则： 计算许用弯曲应力 式中：弯曲疲劳极限。由于材料为40Cr，故取=350最小安全系数。取=1.4式中：应力修正系数。取=2.0寿命系数，取=1.0圆角敏感系数，取=0.99表面状况系数。取=1.674-0.529=1.063尺寸系数。由，则=1.0则： 故内啮合齿轮弯曲疲劳校核通过。5.3 第二级传动齿轮模数m模数m由强度计算或结构设计确定 式中 综合系数，齿轮为7级精度等级冲击取=1.62.6，8级精度等级中等冲击取=2.53.9，冲击较大、不变位时取较大值。
31、 小齿轮的齿形系数 小齿轮的传动转矩 额定功率， 小齿轮转数（一般为第一级即电机转数）， 实验齿轮的弯曲疲劳极限，按MQ级中等质量要求选取 齿宽系数，齿宽b与小齿轮分度圆直径的比值。 则 取圆整 =45.3.1 内啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算分度圆的压力角： 齿顶高系数：纵向间隙系数模数的选取 =45.3.2 齿轮接触疲劳强度设计计算小轮分度圆直径，由下边公式 齿宽系数 查表，按齿轮相对轴承为非对称布置=0.8小轮齿数 取=27大轮齿数 =2.7927=75.33齿数比 =75/27传动比误差 =0.33/2.770.05小轮转矩 =347801载荷系数 使用系数，查表取=1动载系数，查
32、表取=1.2齿间载荷系数，由表取1.1齿间载荷分布系数，查表取1.1载荷系数 =11.21.11.1=1.45材料弹性系数 查表取=189.8节点区域系数 查图取 =2.5重合度系数 由推荐值0.850.92 ，则=0.87 = =95.77 齿轮模数 =95.77/27=3.57 ，取圆整 =4 小轮分度圆直径 =427=108 圆周速度 = 取=8.36 标准中心距 =5（27+75）/2=255 齿宽 =0.8108=86.4 大齿轮齿宽 小齿轮齿宽 = +（510）=95.4 基圆直径 =75 4=300 分度圆直径 =300=282 齿顶圆直径 =- 式中 =当 =1，=时 =1 =
33、-=282-215+1=272 齿根圆直径 =272+2（1+0.25）5=294.5 全齿高 =（294.5 272）=11.25 中心距=（75-27）5=120 5.3.3 齿轮强度校验）齿面接触疲劳强度计算接触应力由公式（5-15）得齿面接触应力的基本值 = =2.58189.80.911 =180.44 式中：端面内分度圆上的名义切向力，取 =2776.16 N b工作齿宽， 取b =86.4 小齿轮分度圆直径，取 =108 u齿数比，u =/ =99/37 =2.68节点区域系数，取 =2.58 =0，查图6-10，取 =2.21弹性系数，查表取 =189.8重合度系数，查图取 =
34、0.91螺旋角系数，直齿 =0，取 =1，由公式（5-14）得接触应力 = = 226.85 = 309.91 式中 使用系数，中等冲击，查表 取 =1.25 动载系数，6级精度，查表 取 =1.01 计算接触强度的齿向载荷分布系数，取 =1.12 计算接触强度的齿间载荷分布系数，取 =1 计算接触强度的齿间载荷不均衡系数,查表取 =1.2 计算齿面接触应力的基本值，许用接触应力 = 式中：试验齿轮的接触疲劳极限，取 =1400 计算接触强度的最小安全系数，取 =1.25 计算接触强度的寿命系数，取 =1.03润滑油系数，取 =1.06工作硬化系数， =1.1速度系数，取 =0.905粗糙度系
35、数，取 =0.96尺寸系数，取 =1则 = =1168.62 故 接触强度通过。）齿根弯曲疲劳强度，计算齿根应力 式中：= 端面内分度圆上的名义切向力，取 =2776.16 Nb工作齿宽， 取b =86.4 法向模数，取=4= =8.03载荷系数 =11.21.11.1=1.45式中： 使用系数。取=1 动载系数。取=1.2 齿间载荷系数，取=1.1 齿间载荷分布系数，取=1.1弯曲强度的重合度系数 式中： 齿形系数。取=2.5 应力修正系数。取=1.605 重合度系数。=0.716 螺旋角系数。=1.0 则： 计算许用弯曲应力 式中：弯曲疲劳极限。由于材料为40Cr，故取=350最小安全系数
36、。取=1.4式中：应力修正系数。取=2.0寿命系数，取=1.0圆角敏感系数，取=0.99表面状况系数。取=1.674-0.529=1.063尺寸系数。由，则=1.0则： 故内啮合齿轮弯曲疲劳校核通过。六、 行星轮传动设计6.1齿轮材料处理工艺及制造工艺的选定太阳轮和行星轮的材料均为20CrMnTi,表面渗碳淬火处理，表面硬度为HRC 5761试验齿轮齿面接触疲劳极限=1400 试验齿轮齿根弯曲疲劳极限太阳轮=350 行星轮=245 齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为6级，内齿圈的材料为40Cr,调质处理，硬度为HBS 262293试验齿轮齿面接触疲劳极限=650 =220 齿轮的加工为插
37、齿，精度为7级。6.2确定各主要参数由于属于低速传动，采用齿形角=，直齿轮传动，精度为6级，为提高承载能力，两级均采用变位齿轮传动，要求外啮合=左右，内啮合=左右。6.2.1传动比= 38.89/7.8 = 4.996.2.2行星轮数目=36.2.3载荷不均衡系数低速级采用无多余约束浮动均载机构，取=1.156.2.4 配齿计算太阳轮数目 = = 25式中取c = 42内齿圈齿数 = = 25（4.99-1） = 99行星齿齿数 = = = 37配齿结果：=24 =99 =37 i=4.996.2.5 太阳轮分度圆直径按齿面接触强度计算太阳轮分度圆直径由公式（5-1）得，= 768=77.17式中：算式系数，一般钢制齿轮，直齿轮传动，取 =768使用系数，查表，取 =1.25计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数，取 =1.20综合系数，查表，取=1.80小齿
