19.2.4 行星齿轮传动的均载装置
行星齿轮传动通过几个行星轮分担载荷传递动力。为了补偿制造及装配误差的影响，使各行星轮均匀地分担载荷，在传动中采用载荷均衡装置。
1.采用弹性元件的均载装置
这种装置的特点是通过弹性元件的弹性变形，使行星轮间达到载荷均衡。
（1）太阳轮弹性浮动 太阳轮装在细长的弹性轴上或直接将太阳轮做成细长的齿轮轴（见图19-10、图19-11），当行星轮间载荷分配不均匀时，依靠细长轴的弹性变形使太阳轮产生弹性浮动，从而达到行星轮间载荷均衡。
应该指出，采用弹性轴时，应尽量使弹性轴设计成简支梁形式，载荷沿齿宽分布比较均匀。
这种形式结构简单，制造方便，没有齿轮联轴器那种侧隙，减振性能好。但采用细长弹性轴，其轴向尺寸长，因而常用于轴向尺寸不受限制的行星齿轮传动中，其均载效果比不上齿轮联轴器的浮动形式，载荷不均匀系数与弹性轴的刚度和制造总误差成正比，因而要求有较高的制造精度。
图19-10 太阳轮弹性轴浮动的行星传动卷扬机
图19-11 太阳轮弹性轴的形式
图19-12所示为两中心轮都是弹性浮动，它既可以减少浮动量，使均衡调整敏感，降低载荷不均匀系数，同时也可以消除内齿圈和行星架安装同心度误差而引起周期性噪声。
图19-12 两中心轮均为弹性挠度浮动
（2）行星轮弹性浮动 这是行星轮装在弹性心轴上的一种装置，这种形式的装置的均载原理是当行星轮间载荷分配不均匀时，载荷大的行星轮在较大啮合力作用下，使弹性元件压缩变形大，则此行星轮相对于行星架的切向位移就大一些，无负载或负载较小的行星轮相对于行星架的切向位移则没有或者较小，与此同时，太阳轮相对于行星架转了一个角度，这样原来无负载或负载较小的行星轮就消除了与两中心轮啮合面的侧隙，传递载荷或进一步与两中心轮轮齿压紧啮合，以增大传递载荷，从而达到载荷均衡之目的。
由此可见，这种形式的装置主要是利用弹性元件变形，使行星轮浮动来达到调整载荷，使其均衡。
这种形式的装置有其行星轮浮动的固有优点，因受力大，浮动距离小，所以灵敏度高，可用于行星轮个数大于3的行星齿轮传动中，减振性好，结构简单。但载荷不均匀系数与弹性元件的刚度和制造总误差成正比，因而仍要求较高的制造精度。此外，其不能承受较大的离心力。
对于行星轮孔与行星轮心轴之间（见图19-13）或行星轮轴与行星架之间（见图19-14）安装非金属物（如尼龙之类）的弹性衬套，这种方法结构简单，缓冲性能好，行星轮个数可大于3。但非金属弹性套有老化或热膨胀等缺点，不能用于啮合角αag＞αgb的角度变位传动，工作温度不宜过高。
（3）薄壁弹性内齿套与两中心轮浮动联合使用的均载装置 采用薄壁的内齿圈，借齿圈薄壁的弹性变形以达到均载之目的（见图19-15）。
仅两个中心轮浮动的均载机构，在理论上证明只有三个行星轮才可以达到载荷均匀分配。但当内齿圈产生微小的径向弹性变形时，就允许行星轮个数在三个以上。国内、外应用实践证明，np=4-8时，均达到很好的均载效果。
图19-13 行星轮内装有非金属弹性套
图19-14 行星轮与行星架之间装有非金属弹性套
图19-15 薄壁内齿圈
图19-16所示为四个行星轮，采用这种形式的均载原理分析图。由于两个中心轮浮动，因而可以使相对的两个行星轮载荷相等，即轮g1和g3受载相等，轮g2和g4受载相等，但相邻行星轮受载不一定相等，即g1与g2、g3与g4受载不一定相等。这里假设轮g1和g3分配的载荷大于g2和g4，即Fn1=Fn3、Fn2=Fn4。看得更重些，全部载荷均由g1和g3两个行星轮平均分配，即
，而轮g2和g4完全不受载荷，即Fn2=Fn4=0，在轮齿啮合面有齿侧间隙。为了分析说明，可以认为行星架暂时相对不转动，太阳轮a驱动轮g1和g3，促使轮缘最小厚度δ≤3m（m为模数）的薄壁弹性内齿圈在Fn1max和Fn2max的径向分力作用大、内齿圈发生弹性变形，如图19-16所示的内齿圈由实线圆形变成虚线椭圆形，其径向变形量为Δ值，这时，太阳轮a空载转角为
，则轮g2、g4和太阳轮的啮合面侧隙都分别减少了Δsinα′值，再加上内齿圈在g2、g4两处为向内变形Δ值，相应也分别消除轮g2、g4与轮b的啮合面侧隙Δsinα′值，两者同时作用，因而很快消除g2、g4与两中心轮啮合面的齿侧间隙，并承受载荷，使四个行星轮载荷均匀分配。用同样的原理也可以分析6个或8个行星轮的均衡原理。
图19-16 np=4时，采用两中心轮浮动与内齿圈为薄壁弹性构件在g1、g3啮合处，径向分力作用下内齿圈变形图
这种形式的装置除上述行星轮个数可以多这一点外，尚有浮动量小，齿轮传动侧隙可以小，调整灵敏性高，运行噪声小，而且减振性好等特点。因此，在大功率高速行星齿轮传动中，广泛应用这种均载装置。对中低速行星减速器，可以无须要求过高的制造精度。由于内齿圈也浮动，因而不能用于行星差动机构中。
（4）采用弹性销的方法 图19-17所示为内齿圈通过弹性销与箱体固定，弹性销由多层弹簧圈组成。弹性销在长度方向将弹簧圈分成数段装在一起，这种结构径向尺寸小，有较好的缓冲减振性能。德国林肯公司将这种均载装置，用于大功率船用行星齿轮减速器上，使用效果良好。
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图19-17 耳销套簧均载装置
（5）行星轮的油膜弹性浮动装置 图19-18所示为日本IMT行星减速器所用的载荷均载机构。其结构特点是在行星轮内的轴承外圈上套上一个介轮，行星轮内孔与介轮间留有较大的间隙。
图19-18 行星轮的油膜弹性浮动装置
这种形式的均载原理与行星轮的弹性浮动一样，其突出的特点是采用扩大的油膜的弹性作用代替弹性元件，行星轮在介轮的外表面上浮动配合并转动，行星轮和介轮两者一起承受一定方向上的载荷，朝着同一方向转动，根据滑动轴承理论分析，在行星轮与介轮之间形成厚的油膜，这种厚的油膜既传压力又有弹性，这种油膜的弹簧作用对载荷的均匀分配极其有效，根据试验结果，载荷不均匀系数Kp≤1.2，大小功率均可采用。
2.采用基本构件的“浮动”装置
所谓“浮动”，是指游动构件没有径向支承，允许其作径向位移。当数个行星轮受载不均匀时，就会引起径向位移，直至数个行星轮载荷趋于均匀分配为止。
（1）太阳轮“浮动”的均载机构 图19-19所示的为2K-H型三级行星传动，其低速级为太阳轮浮动，太阳轮通过双齿联轴器与第二级输出轴相联接。因为太阳轮重量轻，浮动灵敏，机构简单，容易制造，故应用广泛。当行星轮个数np=3、中低速时，均载效果显著；当np＞3和高速时，效果不好，噪声大。载荷不均匀系数Kp=1.1～1.15。双齿联轴器齿套长度L近似按下式计算（见图19-20）：
式中 Emax——浮动件的最大浮动量（mm）；
φ——联轴器齿套允许的最大歪斜角，
一般取30′。对鼓形齿联轴器可取1°30′～2°。齿宽
（d——分度圆直径）。内、外齿加工精度，一般取级8—8—7。
（2）行星架浮动 在图19-19中，高速级及中速级采用行星架浮动，这种浮动方式行星架不需支承，简化了结构。但行星架质量较大，在速度较高和制造精度低的情况下，离心力较大，影响均载效果。所以，在行星架质量不大，速度不高的情况下应用较为合适。在齿轮精度为级8—7—7，其他主要件不低于6级精度时，载荷不均匀系数Kp=1.2～1.3。
图19-19 NGW型三级行星传动
图19-20 齿套长度计算简图
a）单齿套 b）双齿套
（3）内齿轮浮动 内齿轮通过双齿套与出轴相联接（见图19-21）或内齿轮通过双齿套与壳体相联接（见图19-22）。这种方法的优点是轴向尺寸较小，缺点是浮动件尺寸及重量较大，加工不便，浮动的灵敏性较差，均载效果不如太阳轮浮动好，一般不单独采用此方法。图19-21所示的3K（NGWN）型行星传动，由于结构上的原因常采用内齿轮浮动。
（4）太阳轮和行星架同时浮动 图19-19的中间级为这种浮动机构，均载效果较好。
（5）太阳轮和内齿轮同时浮动 此法主要用于高速行星传动，优点是噪声小，均载效果好，工作可靠。如图19-22所示，内齿轮通过两个齿套与箱体联接；太阳轮不装轴承，用长齿套联接驱动轴或工作机械。为了增大均载效果，内齿轮应尽量薄，以增加柔性。载荷不均匀系数Kp=1.1～1.15。
（6）无多余约束的浮动 图19-23a为这种浮动机构的原理图，图19-23b是这种浮动机构在两级行星传动中的应用。此法是在行星轮中装一个球面调心轴承。其优点是机构中无多余约束，结构简单，均载效果较好，尤其沿齿长方向载荷分布均匀；但由于行星轮中只装一个轴承，当传动比较小时，轴承尺寸小，寿命较短。
3.杠杆联动均载机构
这种机构中装有带偏心轴的行星轮和连杆。
（1）两个行星轮联动机构 如图19-24所示，行星轮对称安装，在两个行星轮偏心轴上分别固定一对互相啮合的扇形齿轮（相当于连杆）。当一个偏心轴回转时，由于扇形齿轮啮合的作用，另一个偏心轴做转角相等而方向相反的回转，以使两行星轮的载荷达到均衡。扇形齿轮上的圆周力为：
，式中e为偏心距，可取
。载荷不均匀系数Kp=1.05～1.1。
（2）三个行星轮联动机构 如图19-25所示，平衡杆的一端与行星轮的偏心轴固结，另一端与浮动环活动联接，只有当六个啮合点受力大小相等时，机构才能平衡；当载荷不均衡时，作用在浮动环上的三个径向力Fr不等，浮动环产生移动或转动，直至三力平衡为止。图中：浮动环中心圆半径r=0.5A，A=a-e，
，平衡杆长度ρ=Acos30°。作用于浮动环的力Fr=
。载荷不均匀系数Kp=1.1～1.15。
图19-21 3K（NGWN）型内齿轮浮动
图19-22 高速重载的单级行星减速器