CN112069683B - 一种齿轮分扭传动系统静态均载的优化方法及系统 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种齿轮分扭传动系统静态均载的优化方法及系统。该方法包括：获取齿轮分扭传动系统的功率和转速，并根据功率和转速确定参数特征；根据参数特征确定齿轮分扭传动系统刚度；获取输入扭矩、左分支双联轴上扭矩、右分支双联轴上扭矩以及分扭级传动比，并确定由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角以及由扭转变形引起的扭转偏转角；利用压铅丝法测量齿轮副间的法向侧隙；根据齿轮副间的法向侧隙确定齿轮副间的圆周侧隙；根据齿轮副间的圆周侧隙确定由齿轮副啮合变形、扭转变形以及齿轮副间的法向侧隙引起的输入轴偏转角，求解齿轮分扭传动系统静力学平衡方程，确定齿轮分扭传动系统的系统均载系数。本发明提高了系统的使用性能以及空间利用率。

Description

一种齿轮分扭传动系统静态均载的优化方法及系统

技术领域

本发明涉及静态均载优化领域，特别是涉及一种齿轮分扭传动系统静态均载的优化方法及系统。

背景技术

齿轮传动是常见的传动装置，在机械传动中有着重要的地位，因传动比准确、效率高、结构紧凑等优点而应用于各种传动机构中，圆柱齿轮分扭传动系统是基于传统齿轮传动形式而改进的新型齿轮传动系统，其具有功重比高、均载性能好、传动平稳、可靠性高等优点，因此在航空发动机、直升机主减速器以及大型轮船主减速器中被广泛使用。分扭传动系统的主要特点是将功率一分为二，减小了系统对齿轮参数的要求，减轻了整个传动系统的质量，该系统的关键技术是使各分路实现载荷的均衡，从而提高系统的使用性能。提高系统均载性能的方法主要有使用弹性元件和平衡梁等，但由于使用弹性元件和使用平衡梁的方法存在较大的缺陷，比如，使用弹性元件会使齿轮结构复杂化，使用平衡梁会增加附带机构，不利于空间的最优利用。

发明内容

本发明的目的是提供一种齿轮分扭传动系统静态均载的优化方法及系统，以解决因使用弹性元件和使用平衡梁等用于提高齿轮分扭传动系统均载性能的传统方法，而导致不利于空间最优利用的问题。

为实现上述目的，本发明提供了如下方案：

一种齿轮分扭传动系统静态均载的优化方法，包括：

获取齿轮分扭传动系统的功率和转速，并根据所述功率和所述转速确定所述齿轮分扭传动系统的参数特征；所述参数特征包括齿轮的齿数、模数、压力角、螺旋角、弹性模量，轴的外径、内径以及阶梯轴段的长度；

根据所述参数特征确定齿轮分扭传动系统刚度；所述齿轮分扭传动系统刚度包括齿轮副的啮合刚度以及轴的扭转刚度；所述啮合刚度包括左分支分扭级齿轮副间的啮合刚度、右分支分扭级齿轮副间的啮合刚度、左分支并车级齿轮副间的啮合刚度以及右分支并车级齿轮副间的啮合刚度；所述轴的扭转刚度包括左分支双联轴的扭转刚度以及右分支双联轴的扭转刚度；

获取输入扭矩、左分支双联轴上扭矩、右分支双联轴上扭矩以及分扭级传动比；

根据所述输入扭矩、所述左分支双联轴上扭矩、所述右分支双联轴上扭矩、所述分扭级传动比以及所述齿轮分扭传动系统刚度，确定由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角以及由扭转变形引起的扭转偏转角；所述由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角包括左分支分扭级啮合变形引起的偏转角、右分支分扭级啮合变形引起的偏转角、左分支并车级啮合变形引起的偏转角以及右分支并车级啮合变形引起的偏转角；所述由扭转变形引起的扭转偏转角包括左分支双联轴扭转变形引起的偏转角以及右分支双联轴扭转变形引起的偏转角；

利用压铅丝法测量所述齿轮分扭传动系统的齿轮副间的法向侧隙；所述齿轮副间的法向侧隙包括左分支分扭级齿轮副间的法向侧隙、右分支分扭级齿轮副间的法向侧隙、左分支并车级齿轮副间的法向侧隙和右分支并车级齿轮副间的法向侧隙；

根据所述齿轮副间的法向侧隙确定齿轮副间的圆周侧隙；所述齿轮副间的圆周侧隙包括输入齿轮与左分支分扭级齿轮之间的圆周侧隙、左分支并车级齿轮与输出齿轮之间的圆周侧隙、输入齿轮与右分支分扭级齿轮之间的圆周侧隙以及右分支并车级齿轮与输出齿轮之间的圆周侧隙；

根据所述齿轮副间的圆周侧隙确定由所述齿轮副啮合变形、所述扭转变形以及所述齿轮副间的法向侧隙引起的输入轴偏转角；所述输入轴偏转角包括由左分支上的齿轮副啮合变形、扭转变形以及齿轮副间的法向侧隙引起的输入轴偏转角以及由右分支上的齿轮副啮合变形、扭转变形以及齿轮副间的法向侧隙引起的输入轴偏转角；

根据所述输入扭矩、所述左分支双联轴上扭矩、所述右分支双联轴上扭矩、所述分扭级传动比以及所述输入轴偏转角确定齿轮分扭传动系统静力学平衡方程；

基于所述齿轮分扭传动系统静力学平衡方程确定齿轮分扭传动系统的系统均载系数。

可选的，所述根据所述参数特征确定齿轮分扭传动系统刚度，具体包括：

利用公式K_m＝(0.75ε_α+0.25)K′确定齿轮啮合的总刚度；其中，K_m为齿轮啮合的总刚度；ε_α为齿轮副的端面重合度；K'为单对齿的啮合刚度；

根据所述齿轮啮合的总刚度确定齿轮副的啮合刚度；

利用公式确定扭转刚度模型；其中，K_t为扭转刚度；l_i为阶梯轴第i段长度；I_pi为阶梯轴第i段截面极惯性矩；n为阶梯轴不同直径段个数；G为材料的剪切弹性模量；

基于所述扭转刚度模型确定轴的扭转刚度。

可选的，所述根据所述输入扭矩、所述左分支双联轴上扭矩、所述右分支双联轴上扭矩、所述分扭级传动比以及所述齿轮分扭传动系统刚度确定由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角以及由扭转变形引起的扭转偏转角，具体包括：

利用公式以及/>确定由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角；其中，θ_L1为左分支分扭级啮合变形引起的偏转角；θ_R1为右分支分扭级啮合变形引起的偏转角；i₁为分扭级齿轮副传动比；r_bLs为左分支分扭级大齿轮的基圆半径；r_bRs为右分支分扭级大齿轮的基圆半径；K_mLps为左分支分扭级齿轮副间的啮合刚度；K_mRps为右分支分扭级齿轮副间的啮合刚度；T_L为左分支双联轴上的扭矩；T_R为右分支双联轴上的扭矩；θ_L2为左分支并车级啮合变形引起的偏转角；θ_R2为右分支并车级啮合变形引起的偏转角；r_bLh为左分支并车级小齿轮的基圆半径；r_bRh为右分支并车级小齿轮的基圆半径；K_mLBh为左分支并车级齿轮副间的啮合刚度；K_mRBh为右分支并车级齿轮副间的啮合刚度；

利用公式确定由扭转变形引起的扭转偏转角；其中，θ_L3为左分支双联轴扭转变形引起的偏转角；θ_R3为右分支双联轴扭转变形引起的偏转角；K_tLsh为左分支双联轴的扭转刚度；K_tRsh为右分支双联轴的扭转刚度。

可选的，所述根据所述齿轮副间的圆周侧隙确定由所述齿轮副啮合变形、所述扭转变形以及所述齿轮分扭传动系统的齿轮副间的法向侧隙引起的输入轴偏转角，具体包括：

基于所述齿轮副间的圆周侧隙，利用公式确定齿轮副间法向侧隙引起的偏转角；

其中，θ_L4为左分支齿轮副间法向侧隙引起的偏转角；θ_R4为右分支齿轮副间法向侧隙引起的偏转角；J_Ls为输入齿轮与左分支分扭级齿轮之间的圆周侧隙；J_Lh为左分支并车级齿轮与输出齿轮之间的圆周侧隙；J_Rs为输入齿轮与右分支分扭级齿轮之间的圆周侧隙；J_Rh为右分支并车级齿轮与输出齿轮之间的圆周侧隙；r_Ls为左分支分扭级齿轮副的分度圆半径、r_Lh为左分支并车级齿轮副的分度圆半径、r_Rs为右分支分扭级齿轮副的分度圆半径、r_Rh为右分支并车级齿轮副的分度圆半径；

根据所述齿轮副间法向侧隙引起的偏转角、所述由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角以及所述由扭转变形引起的扭转偏转角确定输入轴偏转角。

可选的，所述根据所述输入扭矩、所述左分支双联轴上扭矩、所述右分支双联轴上扭矩、所述分扭级传动比以及所述输入轴偏转角确定齿轮分扭传动系统静力学平衡方程，具体包括：

所述齿轮分扭传动系统静力学平衡方程为：

其中，T_L为左分支双联轴上扭矩；T_R为右分支双联轴上扭矩；T₀为输入扭矩；i₁为分扭级传动比；θ_Lp为因左分支上齿轮副啮合变形、扭转变形和齿轮副间法向侧隙而引起的输入轴的偏转角；θ_Rp为因右分支上齿轮副啮合变形、扭转变形和齿轮副间法向侧隙而引起的输入轴的偏转角。

可选的，所述基于所述齿轮分扭传动系统静力学平衡方程确定齿轮分扭传动系统的系统均载系数，具体包括：

基于所述齿轮分扭传动系统静力学平衡方程，利用公式确定齿轮分扭传动系统分支均载系数；所述齿轮分扭传动系统的系统均载系数为Ω＝(Ω_L,Ω_R)_max；其中，Ω_L为左分支静力学均载系数；Ω_R为右分支静力学均载系数。

可选的，所述基于所述齿轮分扭传动系统静力学平衡方程确定齿轮分扭传动系统的系统均载系数，之后还包括：

根据所述齿轮分扭传动系统的系统均载系数判断均载性能是否满足均载性能要求，得到第一判断结果；

若所述第一判断结果表示为均载性能满足均载性能要求，确定当前齿轮分扭传动系统的均载性能良好；

若所述第一判断结果表示为均载性能未满足均载性能要求，根据法向侧隙分配原则，调整各个齿轮副间的法向侧隙，并返回步骤“利用压铅丝法测量所述齿轮分扭传动系统的齿轮副间的法向侧隙”。

一种齿轮分扭传动系统静态均载的优化系统，包括：

参数特征获取模块，用于获取齿轮分扭传动系统的功率和转速，并根据所述功率和所述转速确定所述齿轮分扭传动系统的参数特征；所述参数特征包括齿轮的齿数、模数、压力角、螺旋角、弹性模量，轴的外径、内径以及阶梯轴段的长度；

齿轮分扭传动系统刚度确定模块，用于根据所述参数特征确定齿轮分扭传动系统刚度；所述齿轮分扭传动系统刚度包括齿轮副的啮合刚度以及轴的扭转刚度；所述啮合刚度包括左分支分扭级齿轮副间的啮合刚度、右分支分扭级齿轮副间的啮合刚度、左分支并车级齿轮副间的啮合刚度以及右分支并车级齿轮副间的啮合刚度；所述轴的扭转刚度包括左分支双联轴的扭转刚度以及右分支双联轴的扭转刚度；

扭矩获取模块，用于获取输入扭矩、左分支双联轴上扭矩、右分支双联轴上扭矩以及分扭级传动比；

啮合偏转角以及扭转偏转角确定模块，用于根据所述输入扭矩、所述左分支双联轴上扭矩、所述右分支双联轴上扭矩、所述分扭级传动比以及所述齿轮分扭传动系统刚度确定由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角以及由扭转变形引起的扭转偏转角；所述由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角包括左分支分扭级啮合变形引起的偏转角、右分支分扭级啮合变形引起的偏转角、左分支并车级啮合变形引起的偏转角以及右分支并车级啮合变形引起的偏转角；所述由扭转变形引起的扭转偏转角包括左分支双联轴扭转变形引起的偏转角以及右分支双联轴扭转变形引起的偏转角；

法向侧隙获取模块，用于利用压铅丝法测量所述齿轮分扭传动系统的齿轮副间的法向侧隙；所述齿轮副间的法向侧隙包括左分支分扭级齿轮副间的法向侧隙、右分支分扭级齿轮副间的法向侧隙、左分支并车级齿轮副间的法向侧隙和右分支并车级齿轮副间的法向侧隙；

圆周侧隙确定模块，用于根据所述齿轮副间的法向侧隙确定齿轮副间的圆周侧隙；所述齿轮副间的圆周侧隙包括输入齿轮与左分支分扭级齿轮之间的圆周侧隙、左分支并车级齿轮与输出齿轮之间的圆周侧隙、输入齿轮与右分支分扭级齿轮之间的圆周侧隙以及右分支并车级齿轮与输出齿轮之间的圆周侧隙；

输入轴偏转角确定模块，用于根据所述齿轮副间的圆周侧隙确定由所述齿轮副啮合变形、所述扭转变形以及所述齿轮副间的法向侧隙引起的输入轴偏转角；所述输入轴偏转角包括由左分支上的齿轮副啮合变形、扭转变形以及齿轮副间的法向侧隙引起的输入轴偏转角以及由右分支上的齿轮副啮合变形、扭转变形以及齿轮副间的法向侧隙引起的输入轴偏转角；

静力学平衡方程确定模块，用于根据所述输入扭矩、所述左分支双联轴上扭矩、所述右分支双联轴上扭矩、所述分扭级传动比以及所述输入轴偏转角确定齿轮分扭传动系统静力学平衡方程；

齿轮分扭传动系统的系统均载系数确定模块，用于基于所述齿轮分扭传动系统静力学平衡方程确定齿轮分扭传动系统的系统均载系数。

可选的，所述齿轮分扭传动系统刚度确定模块，具体包括：

齿轮啮合的总刚度确定单元，用于利用公式K_m＝(0.75ε_α+0.25)K′确定齿轮啮合的总刚度；其中，K_m为齿轮啮合的总刚度；ε_α为齿轮副的端面重合度；K'为单对齿的啮合刚度；

齿轮副的啮合刚度确定单元，用于根据所述齿轮啮合的总刚度确定齿轮副的啮合刚度；

扭转刚度模型确定单元，用于利用公式确定扭转刚度模型；其中，K_t为扭转刚度；l_i为阶梯轴第i段长度；I_pi为阶梯轴第i段截面极惯性矩；n为阶梯轴不同直径段个数；G为材料的剪切弹性模量；

轴的扭转刚度确定单元，用于基于所述扭转刚度模型确定轴的扭转刚度。

可选的，所述啮合偏转角以及扭转偏转角确定模块，具体包括：

由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角确定单元，用于利用公式以及/>确定由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角；其中，θ_L1为左分支分扭级啮合变形引起的偏转角；θ_R1为右分支分扭级啮合变形引起的偏转角；i₁为分扭级齿轮副传动比；r_bLs为左分支分扭级大齿轮的基圆半径；r_bRs为右分支分扭级大齿轮的基圆半径；K_mLps为左分支分扭级齿轮副间的啮合刚度；K_mRps为右分支分扭级齿轮副间的啮合刚度；T_L为左分支双联轴上的扭矩；T_R为右分支双联轴上的扭矩；θ_L2为左分支并车级啮合变形引起的偏转角；θ_R2为右分支并车级啮合变形引起的偏转角；r_bLh为左分支并车级小齿轮的基圆半径；r_bRh为右分支并车级小齿轮的基圆半径；K_mLBh为左分支并车级齿轮副间的啮合刚度；K_mRBh为右分支并车级齿轮副间的啮合刚度；

由扭转变形引起的扭转偏转角确定单元，用于利用公式确定由扭转变形引起的扭转偏转角；其中，θ_L3为左分支双联轴扭转变形引起的偏转角；θ_R3为右分支双联轴扭转变形引起的偏转角；K_tLsh为左分支双联轴的扭转刚度；K_tRsh为右分支双联轴的扭转刚度。

根据本发明提供的具体实施例，本发明公开了以下技术效果：本发明提供了一种齿轮分扭传动系统静态均载的优化方法及系统，利用齿轮分扭传动系统的参数特征确定系统刚度以及系统偏转角，该系统偏转角包括由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角以及由扭转变形引起的扭转偏转角，并基于齿轮分扭传动系统的齿轮副间的法向侧隙确定圆周侧隙，再利用圆周侧隙确定输入轴偏转角，最终确定齿轮分扭传动系统的系统均载系数。整个齿轮分扭传动系统的系统均载系数优化过程无需使用弹性元件和平衡梁，就能够使各分路实现载荷的均衡，从而提高系统的使用性能，提高空间利用率。

附图说明

为了更清楚地说明本发明实施例或现有技术中的技术方案，下面将对实施例中所需要使用的附图作简单地介绍，显而易见地，下面描述中的附图仅仅是本发明的一些实施例，对于本领域普通技术人员来讲，在不付出创造性劳动性的前提下，还可以根据这些附图获得其他的附图。

图1为本发明所提供的齿轮分扭传动系统静态均载的优化方法流程图；

图2为本发明所提供的齿轮分扭传动系统静态均载的优化系统结构图。

具体实施方式

下面将结合本发明实施例中的附图，对本发明实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例仅仅是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明保护的范围。

本发明的目的是提供一种齿轮分扭传动系统静态均载的优化方法及系统，能够提高系统的使用性能以及空间利用率。

为使本发明的上述目的、特征和优点能够更加明显易懂，下面结合附图和具体实施方式对本发明作进一步详细的说明。

为了详细的介绍本发明的内容，下面对一些概念进行阐述：

定义一：齿轮分扭传动系统；齿轮分扭传动系统由输入齿轮、双联轴齿轮、输出齿轮、输入轴、双联轴和输出轴组成，主要功能是实现功率的分流和汇总，减小对传动齿轮的要求。输入功率通过分扭级一分为二，分别流向左分支双联轴和右分支双联轴，然后通过并车级汇总，由左分支双联轴和右分支双联轴汇合至输出轴。

定义二：系统参数；系统参数包括系统中各零件的参数特征，比如齿轮的齿数、模数、压力角、螺旋角、弹性模量和轴的外径、内径及阶梯轴段的长度等。

定义三：系统刚度；系统刚度包括齿轮副的啮合刚度、轴的扭转刚度。

定义四：压铅丝法：压铅丝法就是将数根直径一定大小的铅丝沿齿宽方向放置在齿面上，然后转动齿轮挤压铅丝，通过千分尺测被挤压后铅丝最薄处厚度尺寸获得法向侧隙的方法。

定义五：法向侧隙；法向侧隙为两相啮合齿轮工作齿面接触时，非工作齿面间的最短距离。

定义六：圆周侧隙；圆周侧隙为两相啮合齿轮副，一个齿轮固定，另一个齿轮能转过的节圆弧长的最大值。

定义七：偏转角；假设输出轴固定，输入轴上施加转矩T₀，在齿轮副啮合变形、轴扭转变形和法向侧隙影响下，输入轴的转角即为偏转角。

定义八：均载系数；分支均载系数为相应分支轴上扭矩与两分支轴上扭矩之和的比值。系统的系统均载系数为左右分支均载系数中的大值。

图1为本发明所提供的齿轮分扭传动系统静态均载的优化方法流程图，如图1所示，一种齿轮分扭传动系统静态均载的优化方法，包括：

步骤101：获取齿轮分扭传动系统的功率和转速，并根据所述功率和所述转速确定所述齿轮分扭传动系统的参数特征；所述参数特征包括齿轮的齿数、模数、压力角、螺旋角、弹性模量，轴的外径、内径以及阶梯轴段的长度。

由于功率和转速不同，产生的输入扭矩不同，系统零件的设计参数也会不同，因此不同的功率和转速对应不同的传动系统，不同的传动系统对应不同的参数。

步骤102：根据所述参数特征确定齿轮分扭传动系统刚度；所述齿轮分扭传动系统刚度包括齿轮副的啮合刚度以及轴的扭转刚度；所述啮合刚度包括左分支分扭级齿轮副间的啮合刚度、右分支分扭级齿轮副间的啮合刚度、左分支并车级齿轮副间的啮合刚度以及右分支并车级齿轮副间的啮合刚度；所述轴的扭转刚度包括左分支双联轴的扭转刚度以及右分支双联轴的扭转刚度。

根据已经确定的各零件参数特征，计算系统的刚度，包括系统齿轮副啮合刚度和轴扭转刚度，计算公式如下：

(1)齿轮副啮合刚度：

理论单对齿的啮合刚度K_th：

式中，Z_V1，Z_V2为齿轮当量齿数；x₁，x₂为齿轮变位系数。

单对齿的啮合刚度K'：

当单位载荷F_t·K_A/b大于或等于100N/mm时：

K′＝0.8K_thC_Rcosβ

当单位载荷F_t·K_A/b小于100N/mm时：

K′＝0.8K_thC_Rcosβ(F_tK_A/b)/100

式中，C_R为轮体结构系数，β是螺旋角，F_t为齿轮受到的切向力，K_A为使用系数，b为齿宽。

齿轮啮合的总刚度K_m：

K_m＝(0.75ε_α+0.25)K′

式中，ε_α为齿轮副的端面重合度。

根据上述啮合刚度计算公式，可得到齿轮左右分支齿轮副分扭级、并车级啮合刚度，分别用K_mLps、K_mRps、K_mLBh、K_mRBh表示。

式中，ε_αLps、ε_αRps、ε_αLBh、ε_αRBh分别表示左分支分扭级、右分支分扭级、左分支并车级和右分支并车级齿轮副的端面重合度。

(2)轴的扭转刚度

对于阶梯轴，其扭转刚度可根据材料力学知识进行近似计算，计算公式为：

式中，l_i为阶梯轴第i段长度；I_pi为阶梯轴第i段截面极惯性矩。

由上述扭转刚度计算公式可获得左右分支双联轴的扭转刚度，分别用K_tLsh、K_tRsh表示。

式中，l_Lshi、l_Rshi分别为左分支、右分支双联阶梯轴第i段长度；I_pLshi、I_pRshi分别为左分支、右分支双联阶梯轴第i段截面极惯性矩。

步骤103：获取输入扭矩、左分支双联轴上扭矩、右分支双联轴上扭矩以及分扭级传动比。

步骤104：根据所述输入扭矩、所述左分支双联轴上扭矩、所述右分支双联轴上扭矩、所述分扭级传动比以及所述齿轮分扭传动系统刚度确定由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角以及由扭转变形引起的扭转偏转角；所述由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角包括左分支分扭级啮合变形引起的偏转角、右分支分扭级啮合变形引起的偏转角、左分支并车级啮合变形引起的偏转角以及右分支并车级啮合变形引起的偏转角；所述由扭转变形引起的扭转偏转角包括左分支双联轴扭转变形引起的偏转角以及右分支双联轴扭转变形引起的偏转角。

利用已经得到的啮合刚度和轴扭转刚度，计算由啮合变形、扭转变形引起的偏转角，公式如下：

(1)啮合变形引起的偏转角

左右分支分扭级齿轮副啮合变形引起的偏转角θ_L1、θ_R1计算公式：

式中，θ_L1为左分支分扭级啮合变形引起的偏转角；θ_R1为右分支分扭级啮合变形引起的偏转角；i₁为分扭级齿轮副传动比；r_bLs为左分支分扭级大齿轮的基圆半径；r_bRs为右分支分扭级大齿轮的基圆半径；K_mLps为左分支分扭级齿轮副间的啮合刚度；K_mRps为右分支分扭级齿轮副间的啮合刚度；T_L为左分支双联轴上的扭矩；T_R为右分支双联轴上的扭矩。

左右分支并车级齿轮副啮合变形引起的偏转角θ_L2、θ_R2计算公式：

式中θ_L2为左分支并车级啮合变形引起的偏转角；θ_R2为右分支并车级啮合变形引起的偏转角；r_bLh为左分支并车级小齿轮的基圆半径；r_bRh为右分支并车级小齿轮的基圆半径；K_mLBh为左分支并车级齿轮副间的啮合刚度；K_mRBh为右分支并车级齿轮副间的啮合刚度。

(2)左右分支双联轴扭转变形引起的偏转角θ_L3、θ_R3可由下式计算得到：

式中，θ_L3为左分支双联轴扭转变形引起的偏转角；θ_R3为右分支双联轴扭转变形引起的偏转角；K_tLsh为左分支双联轴的扭转刚度；K_tRsh为右分支双联轴的扭转刚度。

步骤105：利用压铅丝法测量所述齿轮分扭传动系统的齿轮副间的法向侧隙；所述齿轮副间的法向侧隙包括左分支分扭级齿轮副间的法向侧隙、右分支分扭级齿轮副间的法向侧隙、左分支并车级齿轮副间的法向侧隙和右分支并车级齿轮副间的法向侧隙。

步骤106：根据所述齿轮副间的法向侧隙确定齿轮副间的圆周侧隙；所述齿轮副间的圆周侧隙包括输入齿轮与左分支分扭级齿轮之间的圆周侧隙、左分支并车级齿轮与输出齿轮之间的圆周侧隙、输入齿轮与右分支分扭级齿轮之间的圆周侧隙以及右分支并车级齿轮与输出齿轮之间的圆周侧隙。

根据已测量的各齿轮副间法向侧隙，确定各齿轮副的圆周侧隙，公式如下：

式中，α_t为端面压力角；β_b为基圆螺旋角；J是圆周侧隙；J_bn为法向侧隙。

步骤107：根据所述齿轮副间的圆周侧隙确定由所述齿轮副啮合变形、所述扭转变形以及所述齿轮副间的法向侧隙引起的输入轴偏转角；所述输入轴偏转角包括由左分支上的齿轮副啮合变形、扭转变形以及齿轮副间的法向侧隙引起的输入轴偏转角以及由右分支上的齿轮副啮合变形、扭转变形以及齿轮副间的法向侧隙引起的输入轴偏转角。

由已得到的各齿轮副圆周侧隙值计算由齿轮副间法向侧隙引起的偏转角，计算公式如下:

式中，θ_L4为左分支齿轮副间法向侧隙引起的偏转角；θ_R4为右分支齿轮副间法向侧隙引起的偏转角；J_Ls为输入齿轮与左分支分扭级齿轮之间的圆周侧隙；J_Lh为左分支并车级齿轮与输出齿轮之间的圆周侧隙；J_Rs为输入齿轮与右分支分扭级齿轮之间的圆周侧隙；J_Rh为右分支并车级齿轮与输出齿轮之间的圆周侧隙；r_Ls为左分支分扭级齿轮副的分度圆半径、r_Lh为左分支并车级齿轮副的分度圆半径、r_Rs为右分支分扭级齿轮副的分度圆半径、r_Rh为右分支并车级齿轮副的分度圆半径。

步骤108：根据所述输入扭矩、所述左分支双联轴上扭矩、所述右分支双联轴上扭矩、所述分扭级传动比以及所述输入轴偏转角确定齿轮分扭传动系统静力学平衡方程。

求解系统静力学平衡方程，如下：

其中，

式中，T_L和T_R为左右分支双联轴上的扭矩；T₀为输入扭矩；i₁为分扭级传动比；偏转角θ_Lp、θ_Rp为因左右分支上齿轮副啮合变形、扭转变形和法向侧隙而引起的输入轴的偏转角。

步骤109：基于所述齿轮分扭传动系统静力学平衡方程确定齿轮分扭传动系统的系统均载系数。

计算分支均载系数，公式如下：

式中，T_L、T_R分别为左分支双联轴上扭矩和右分支双联轴上扭矩；Ω_L、Ω_R分别左分支静力学均载系数和右分支静力学均载系数。

单输入齿轮分扭传动系统的系统均载系数Ω为：

Ω＝(Ω_L,Ω_R)_max

系统的系统均载系数代表着系统均载性能的好坏，得到的系统均载系数越接近1，系统的均载特性越好。

由已得系统的系统均载系数评估系统均载性能的优劣，如果均载性能较差，则回到步骤105，根据法向侧隙分配原则，调整各齿轮副间的法向侧隙，重新计算系统的系统均载系数，然后此过程一直循环，直至均载特性良好。

各齿轮副法向侧隙的分配原则如下：

k₁(J_bn1-J_bn4)+k₂(J_bn2-J_bn3)＝1-J₀

式中，K₁、K₂分别代表右分支并车级齿轮副法向侧隙与均载的关系曲线斜率、右分支分扭级齿轮副法向侧隙与均载的关系曲线斜率；J_bn1、J_bn2、J_bn3、J_bn4分别表示右分支并车级、右分支分扭级、左分支分扭级、左分支并车级齿轮副法向侧隙；J₀代表不考虑间隙时的系统均载系数。

各齿轮副间的法向侧隙的调整方法可为：

在加工制造中调整齿轮齿的齿厚偏差，或者调整由安装引起的齿轮副中心距误差。

由上可知，本发明不受到弹性元件和平衡梁对系统均载的影响与制约；系统某一齿轮副因制造安装而存在法向侧隙的情况下，可通过分配其他齿轮副间的法向侧隙数值来降低均载系数，实现系统良好的均载性能。

本发明在实际应用中如下所示：

一种单输入齿轮分扭传动系统，表1为该单输入齿轮分扭传动系统的参数特征表，如表1所示：

表1

根据已有的系统，得出右分支并车级齿轮副法向侧隙与均载的关系曲线斜率、右分支分扭级齿轮副法向侧隙与均载的关系曲线斜率的值，即K₁＝2.3×10-4，K₂＝7×10-5。

表2为该单输入齿轮分扭传动系统的第一组法向侧隙优化前后对照表，如表2所示：

理想状态下，即各齿轮副的法向侧隙均为0时，系统的均载系数为1.022；

存在误差时，即右分支并车级法向侧隙为40μm，右分支分扭级法向侧隙为0μm，左分支分扭级法向侧隙为0μm，左分支并车级法向侧隙为0μm，得到系统的均载系数为1.033。

调整各齿轮副间法向侧隙后，即右分支并车级法向侧隙为40μm，右分支分扭级法向侧隙为0μm，左分支分扭级法向侧隙为0μm，左分支并车级法向侧隙为136μm，得到系统的均载系数为1.000，改善了系统的均载性能。

表2

表3为该单输入齿轮分扭传动系统的第二组法向侧隙优化前后对照表，如表3所示：

理想状态下，即各齿轮副的法向侧隙均为0时，系统的均载系数为1.022；

存在误差时，即右分支并车级法向侧隙为40μm，右分支分扭级法向侧隙为40μm，左分支分扭级法向侧隙为0μm，左分支并车级法向侧隙为0μm，得到系统的均载系数为1.059；

调整各齿轮副间法向侧隙后，即右分支并车级法向侧隙为40μm，右分支分扭级法向侧隙为40μm，左分支分扭级法向侧隙为124μm，左分支并车级法向侧隙为110μm，得到系统的均载系数为1.000，极大的改善了系统的均载性能。

表3

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图2为本发明所提供的齿轮分扭传动系统静态均载的优化系统结构图，如图2所示，一种齿轮分扭传动系统静态均载的优化系统，包括：

参数特征获取模块201，用于获取齿轮分扭传动系统的功率和转速，并根据所述功率和所述转速确定所述齿轮分扭传动系统的参数特征；所述参数特征包括齿轮的齿数、模数、压力角、螺旋角、弹性模量，轴的外径、内径以及阶梯轴段的长度。

齿轮分扭传动系统刚度确定模块202，用于根据所述参数特征确定齿轮分扭传动系统刚度；所述齿轮分扭传动系统刚度包括齿轮副的啮合刚度以及轴的扭转刚度；所述啮合刚度包括左分支分扭级齿轮副间的啮合刚度、右分支分扭级齿轮副间的啮合刚度、左分支并车级齿轮副间的啮合刚度以及右分支并车级齿轮副间的啮合刚度；所述轴的扭转刚度包括左分支双联轴的扭转刚度以及右分支双联轴的扭转刚度。

所述齿轮分扭传动系统刚度确定模块，具体包括：齿轮啮合的总刚度确定单元，用于利用公式K_m＝(0.75ε_α+0.25)K′确定齿轮啮合的总刚度；其中，K_m为齿轮啮合的总刚度；ε_α为齿轮副的端面重合度；K'为单对齿的啮合刚度；齿轮副的啮合刚度确定单元，用于根据所述齿轮啮合的总刚度确定齿轮副的啮合刚度；扭转刚度模型确定单元，用于利用公式确定扭转刚度模型；其中，K_t为扭转刚度；l_i为阶梯轴第i段长度；I_pi为阶梯轴第i段截面极惯性矩；n为阶梯轴不同直径段个数；G为材料的剪切弹性模量；

轴的扭转刚度确定单元，用于基于所述扭转刚度模型确定轴的扭转刚度。

扭矩获取模块203，用于获取输入扭矩、左分支双联轴上扭矩、右分支双联轴上扭矩以及分扭级传动比；

啮合偏转角以及扭转偏转角确定模块204，用于根据所述输入扭矩、所述左分支双联轴上扭矩、所述右分支双联轴上扭矩、所述分扭级传动比以及所述齿轮分扭传动系统刚度确定由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角以及由扭转变形引起的扭转偏转角；所述由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角包括左分支分扭级啮合变形引起的偏转角、右分支分扭级啮合变形引起的偏转角、左分支并车级啮合变形引起的偏转角以及右分支并车级啮合变形引起的偏转角；所述由扭转变形引起的扭转偏转角包括左分支双联轴扭转变形引起的偏转角以及右分支双联轴扭转变形引起的偏转角。

所述啮合偏转角以及扭转偏转角确定模块204，具体包括：

由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角确定单元，用于利用公式以及/>确定由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角；其中，θ_L1为左分支分扭级啮合变形引起的偏转角；θ_R1为右分支分扭级啮合变形引起的偏转角；i₁为分扭级齿轮副传动比；r_bLs为左分支分扭级大齿轮的基圆半径；r_bRs为右分支分扭级大齿轮的基圆半径；K_mLps为左分支分扭级齿轮副间的啮合刚度；K_mRps为右分支分扭级齿轮副间的啮合刚度；T_L为左分支双联轴上的扭矩；T_R为右分支双联轴上的扭矩；θ_L2为左分支并车级啮合变形引起的偏转角；θ_R2为右分支并车级啮合变形引起的偏转角；r_bLh为左分支并车级小齿轮的基圆半径；r_bRh为右分支并车级小齿轮的基圆半径；K_mLBh为左分支并车级齿轮副间的啮合刚度；K_mRBh为右分支并车级齿轮副间的啮合刚度。

由扭转变形引起的扭转偏转角确定单元，用于利用公式确定由扭转变形引起的扭转偏转角；其中，θ_L3为左分支双联轴扭转变形引起的偏转角；θ_R3为右分支双联轴扭转变形引起的偏转角；K_tLsh为左分支双联轴的扭转刚度；K_tRsh为右分支双联轴的扭转刚度。

法向侧隙获取模块205，用于利用压铅丝法测量所述齿轮分扭传动系统的齿轮副间的法向侧隙；所述齿轮副间的法向侧隙包括左分支分扭级齿轮副间的法向侧隙、右分支分扭级齿轮副间的法向侧隙、左分支并车级齿轮副间的法向侧隙和右分支并车级齿轮副间的法向侧隙；

圆周侧隙确定模块206，用于根据所述齿轮副间的法向侧隙确定齿轮副间的圆周侧隙；所述齿轮副间的圆周侧隙包括输入齿轮与左分支分扭级齿轮之间的圆周侧隙、左分支并车级齿轮与输出齿轮之间的圆周侧隙、输入齿轮与右分支分扭级齿轮之间的圆周侧隙以及右分支并车级齿轮与输出齿轮之间的圆周侧隙；

输入轴偏转角确定模块207，用于根据所述齿轮副间的圆周侧隙确定由所述齿轮副啮合变形、所述扭转变形以及所述齿轮副间的法向侧隙引起的输入轴偏转角；所述输入轴偏转角包括由左分支上的齿轮副啮合变形、扭转变形以及齿轮副间的法向侧隙引起的输入轴偏转角以及由右分支上的齿轮副啮合变形、扭转变形以及齿轮副间的法向侧隙引起的输入轴偏转角；

静力学平衡方程确定模块208，用于根据所述输入扭矩、所述左分支双联轴上扭矩、所述右分支双联轴上扭矩、所述分扭级传动比以及所述输入轴偏转角确定齿轮分扭传动系统静力学平衡方程；

齿轮分扭传动系统的系统均载系数确定模块209，用于基于所述齿轮分扭传动系统静力学平衡方程确定齿轮分扭传动系统的系统均载系数。

本发明在不使用弹性元件和平衡梁的前提下，本发明提出基于法向侧隙的齿轮分扭传动系统静态均载的优化方法及系统，基于法向侧隙，利用编程软件进行数学计算，得到了系统良好的静态均载系数，实现系统静态均载性能的进一步改善。

本说明书中各个实施例采用递进的方式描述，每个实施例重点说明的都是与其他实施例的不同之处，各个实施例之间相同相似部分互相参见即可。对于实施例公开的系统而言，由于其与实施例公开的方法相对应，所以描述的比较简单，相关之处参见方法部分说明即可。

本文中应用了具体个例对本发明的原理及实施方式进行了阐述，以上实施例的说明只是用于帮助理解本发明的方法及其核心思想；同时，对于本领域的一般技术人员，依据本发明的思想，在具体实施方式及应用范围上均会有改变之处。综上所述，本说明书内容不应理解为对本发明的限制。

Claims (10)

1.一种齿轮分扭传动系统静态均载的优化方法，其特征在于，包括：

获取齿轮分扭传动系统的功率和转速，并根据所述功率和所述转速确定所述齿轮分扭传动系统的参数特征；所述参数特征包括齿轮的齿数、模数、压力角、螺旋角、弹性模量，轴的外径、内径以及阶梯轴段的长度；

根据所述参数特征确定齿轮分扭传动系统刚度；所述齿轮分扭传动系统刚度包括齿轮副的啮合刚度以及轴的扭转刚度；所述啮合刚度包括左分支分扭级齿轮副间的啮合刚度、右分支分扭级齿轮副间的啮合刚度、左分支并车级齿轮副间的啮合刚度以及右分支并车级齿轮副间的啮合刚度；所述轴的扭转刚度包括左分支双联轴的扭转刚度以及右分支双联轴的扭转刚度；

获取输入扭矩、左分支双联轴上扭矩、右分支双联轴上扭矩以及分扭级传动比；

根据所述输入扭矩、所述左分支双联轴上扭矩、所述右分支双联轴上扭矩、所述分扭级传动比以及所述齿轮分扭传动系统刚度确定由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角以及由扭转变形引起的扭转偏转角；所述由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角包括左分支分扭级啮合变形引起的偏转角、右分支分扭级啮合变形引起的偏转角、左分支并车级啮合变形引起的偏转角以及右分支并车级啮合变形引起的偏转角；所述由扭转变形引起的扭转偏转角包括左分支双联轴扭转变形引起的偏转角以及右分支双联轴扭转变形引起的偏转角；

利用压铅丝法测量所述齿轮分扭传动系统的齿轮副间的法向侧隙；所述齿轮副间的法向侧隙包括左分支分扭级齿轮副间的法向侧隙、右分支分扭级齿轮副间的法向侧隙、左分支并车级齿轮副间的法向侧隙和右分支并车级齿轮副间的法向侧隙；

根据所述齿轮副间的法向侧隙确定齿轮副间的圆周侧隙；所述齿轮副间的圆周侧隙包括输入齿轮与左分支分扭级齿轮之间的圆周侧隙、左分支并车级齿轮与输出齿轮之间的圆周侧隙、输入齿轮与右分支分扭级齿轮之间的圆周侧隙以及右分支并车级齿轮与输出齿轮之间的圆周侧隙；

根据所述齿轮副间的圆周侧隙确定由所述齿轮副啮合变形、所述扭转变形以及所述齿轮副间的法向侧隙引起的输入轴偏转角；所述输入轴偏转角包括由左分支上的齿轮副啮合变形、扭转变形以及齿轮副间的法向侧隙引起的输入轴偏转角以及由右分支上的齿轮副啮合变形、扭转变形以及齿轮副间的法向侧隙引起的输入轴偏转角；

根据所述输入扭矩、所述左分支双联轴上扭矩、所述右分支双联轴上扭矩、所述分扭级传动比以及所述输入轴偏转角确定齿轮分扭传动系统静力学平衡方程；

基于所述齿轮分扭传动系统静力学平衡方程确定齿轮分扭传动系统的系统均载系数。

2.根据权利要求1所述的齿轮分扭传动系统静态均载的优化方法，其特征在于，所述根据所述参数特征确定齿轮分扭传动系统刚度，具体包括：

利用公式K_m＝(0.75ε_α+0.25)K′确定齿轮啮合的总刚度；其中，K_m为齿轮啮合的总刚度；ε_α为齿轮副的端面重合度；K'为单对齿的啮合刚度；

根据所述齿轮啮合的总刚度确定齿轮副的啮合刚度；

利用公式确定扭转刚度模型；其中，K_t为扭转刚度；l_i为阶梯轴第i段长度；I_pi为阶梯轴第i段截面极惯性矩；n为阶梯轴不同直径段个数；G为材料的剪切弹性模量；

基于所述扭转刚度模型确定轴的扭转刚度。

3.根据权利要求2所述的齿轮分扭传动系统静态均载的优化方法，其特征在于，所述根据所述输入扭矩、所述左分支双联轴上扭矩、所述右分支双联轴上扭矩、所述分扭级传动比以及所述齿轮分扭传动系统刚度确定由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角以及由扭转变形引起的扭转偏转角，具体包括：

利用公式以及/>确定由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角；其中，θ_L1为左分支分扭级啮合变形引起的偏转角；θ_R1为右分支分扭级啮合变形引起的偏转角；i₁为分扭级齿轮副传动比；r_bLs为左分支分扭级大齿轮的基圆半径；r_bRs为右分支分扭级大齿轮的基圆半径；K_mLps为左分支分扭级齿轮副间的啮合刚度；K_mRps为右分支分扭级齿轮副间的啮合刚度；T_L为左分支双联轴上的扭矩；T_R为右分支双联轴上的扭矩；θ_L2为左分支并车级啮合变形引起的偏转角；θ_R2为右分支并车级啮合变形引起的偏转角；r_bLh为左分支并车级小齿轮的基圆半径；r_bRh为右分支并车级小齿轮的基圆半径；K_mLBh为左分支并车级齿轮副间的啮合刚度；K_mRBh为右分支并车级齿轮副间的啮合刚度；

利用公式确定由扭转变形引起的扭转偏转角；其中，θ_L3为左分支双联轴扭转变形引起的偏转角；θ_R3为右分支双联轴扭转变形引起的偏转角；K_tLsh为左分支双联轴的扭转刚度；K_tRsh为右分支双联轴的扭转刚度。

4.根据权利要求3所述的齿轮分扭传动系统静态均载的优化方法，其特征在于，所述根据所述齿轮副间的圆周侧隙确定由所述齿轮副啮合变形、所述扭转变形以及所述齿轮分扭传动系统的齿轮副间的法向侧隙引起的输入轴偏转角，具体包括：

基于所述齿轮副间的圆周侧隙，利用公式确定齿轮副间法向侧隙引起的偏转角；

其中，θ_L4为左分支齿轮副间法向侧隙引起的偏转角；θ_R4为右分支齿轮副间法向侧隙引起的偏转角；J_Ls为输入齿轮与左分支分扭级齿轮之间的圆周侧隙；J_Lh为左分支并车级齿轮与输出齿轮之间的圆周侧隙；J_Rs为输入齿轮与右分支分扭级齿轮之间的圆周侧隙；J_Rh为右分支并车级齿轮与输出齿轮之间的圆周侧隙；r_Ls为左分支分扭级齿轮副的分度圆半径、r_Lh为左分支并车级齿轮副的分度圆半径、r_Rs为右分支分扭级齿轮副的分度圆半径、r_Rh为右分支并车级齿轮副的分度圆半径；

根据所述齿轮副间法向侧隙引起的偏转角、所述由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角以及所述由扭转变形引起的扭转偏转角确定输入轴偏转角。

5.根据权利要求4所述的齿轮分扭传动系统静态均载的优化方法，其特征在于，所述根据所述输入扭矩、所述左分支双联轴上扭矩、所述右分支双联轴上扭矩、所述分扭级传动比以及所述输入轴偏转角确定齿轮分扭传动系统静力学平衡方程，具体包括：

所述齿轮分扭传动系统静力学平衡方程为：

其中，T_L为左分支双联轴上扭矩；T_R为右分支双联轴上扭矩；T₀为输入扭矩；i₁为分扭级传动比；θ_Lp为因左分支上齿轮副啮合变形、扭转变形和法向侧隙而引起的输入轴偏转角；θ_Rp为因右分支上齿轮副啮合变形、扭转变形和法向侧隙而引起的输入轴偏转角。

6.根据权利要求5所述的齿轮分扭传动系统静态均载的优化方法，其特征在于，所述基于所述齿轮分扭传动系统静力学平衡方程确定齿轮分扭传动系统的系统均载系数，具体包括：

基于所述齿轮分扭传动系统静力学平衡方程，利用公式确定齿轮分扭传动系统分支均载系数；所述齿轮分扭传动系统的系统均载系数为Ω＝(Ω_L,Ω_R)_max；其中，Ω_L为左分支静力学均载系数；Ω_R为右分支静力学均载系数。

7.根据权利要求6所述的齿轮分扭传动系统静态均载的优化方法，其特征在于，所述基于所述齿轮分扭传动系统静力学平衡方程确定齿轮分扭传动系统的系统均载系数，之后还包括：

根据所述齿轮分扭传动系统的系统均载系数判断均载性能是否满足均载性能要求，得到第一判断结果；

若所述第一判断结果表示为均载性能满足均载性能要求，确定当前齿轮分扭传动系统的均载性能良好；

若所述第一判断结果表示为均载性能未满足均载性能要求，根据法向侧隙分配原则，调整各个齿轮副间的法向侧隙，并返回步骤“利用压铅丝法测量所述齿轮分扭传动系统的齿轮副间的法向侧隙”。

8.一种齿轮分扭传动系统静态均载的优化系统，其特征在于，包括：

参数特征获取模块，用于获取齿轮分扭传动系统的功率和转速，并根据所述功率和所述转速确定所述齿轮分扭传动系统的参数特征；所述参数特征包括齿轮的齿数、模数、压力角、螺旋角、弹性模量，轴的外径、内径以及阶梯轴段的长度；

齿轮分扭传动系统刚度确定模块，用于根据所述参数特征确定齿轮分扭传动系统刚度；所述齿轮分扭传动系统刚度包括齿轮副的啮合刚度以及轴的扭转刚度；所述啮合刚度包括左分支分扭级齿轮副间的啮合刚度、右分支分扭级齿轮副间的啮合刚度、左分支并车级齿轮副间的啮合刚度以及右分支并车级齿轮副间的啮合刚度；所述轴的扭转刚度包括左分支双联轴的扭转刚度以及右分支双联轴的扭转刚度；

扭矩获取模块，用于获取输入扭矩、左分支双联轴上扭矩、右分支双联轴上扭矩以及分扭级传动比；

啮合偏转角以及扭转偏转角确定模块，用于根据所述输入扭矩、所述左分支双联轴上扭矩、所述右分支双联轴上扭矩、所述分扭级传动比以及所述齿轮分扭传动系统刚度确定由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角以及由扭转变形引起的扭转偏转角；所述由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角包括左分支分扭级啮合变形引起偏转角、右分支分扭级啮合变形引起偏转角、左分支并车级啮合变形引起偏转角以及右分支并车级啮合变形引起偏转角；所述由扭转变形引起的扭转偏转角包括左分支双联轴扭转变形引起的偏转角以及右分支双联轴扭转变形引起的偏转角；

法向侧隙获取模块，用于利用压铅丝法测量所述齿轮分扭传动系统的齿轮副间的法向侧隙；所述齿轮副间的法向侧隙包括左分支分扭级齿轮副间的法向侧隙、右分支分扭级齿轮副间的法向侧隙、左分支并车级齿轮副间的法向侧隙和右分支并车级齿轮副间的法向侧隙；

圆周侧隙确定模块，用于根据所述齿轮副间的法向侧隙确定齿轮副间的圆周侧隙；所述齿轮副间的圆周侧隙包括输入齿轮与左分支分扭级齿轮之间的圆周侧隙、左分支并车级齿轮与输出齿轮之间的圆周侧隙、输入齿轮与右分支分扭级齿轮之间的圆周侧隙以及右分支并车级齿轮与输出齿轮之间的圆周侧隙；

输入轴偏转角确定模块，用于根据所述齿轮副间的圆周侧隙确定由所述齿轮副啮合变形、所述扭转变形以及所述齿轮副间的法向侧隙引起的输入轴偏转角；所述输入轴偏转角包括由左分支上的齿轮副啮合变形、扭转变形以及齿轮副间的法向侧隙引起的输入轴偏转角以及由右分支上的齿轮副啮合变形、扭转变形以及齿轮副间的法向侧隙引起的输入轴偏转角；

静力学平衡方程确定模块，用于根据所述输入扭矩、所述左分支双联轴上扭矩、所述右分支双联轴上扭矩、所述分扭级传动比以及所述输入轴偏转角确定齿轮分扭传动系统静力学平衡方程；

齿轮分扭传动系统的系统均载系数确定模块，用于基于所述齿轮分扭传动系统静力学平衡方程确定齿轮分扭传动系统的系统均载系数。

9.根据权利要求8所述的齿轮分扭传动系统静态均载的优化系统，其特征在于，所述齿轮分扭传动系统刚度确定模块，具体包括：

齿轮啮合的总刚度确定单元，用于利用公式K_m＝(0.75ε_α+0.25)K′确定齿轮啮合的总刚度；其中，K_m为齿轮啮合的总刚度；ε_α为齿轮副的端面重合度；K'为单对齿的啮合刚度；

齿轮副的啮合刚度确定单元，用于根据所述齿轮啮合的总刚度确定齿轮副的啮合刚度；

扭转刚度模型确定单元，用于利用公式确定扭转刚度模型；其中，K_t为扭转刚度；l_i为阶梯轴第i段长度；I_pi为阶梯轴第i段截面极惯性矩；n为阶梯轴不同直径段个数；G为材料的剪切弹性模量；

轴的扭转刚度确定单元，用于基于所述扭转刚度模型确定轴的扭转刚度。

10.根据权利要求9所述的齿轮分扭传动系统静态均载的优化系统，其特征在于，所述啮合偏转角以及扭转偏转角确定模块，具体包括：

由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角确定单元，用于利用公式以及确定由齿轮副啮合变形引起的啮合偏转角；其中，θ_L1为左分支分扭级啮合变形引起偏转角；θ_R1为右分支分扭级啮合变形引起偏转角；i₁为分扭级齿轮副传动比；r_bLs为左分支分扭级大齿轮的基圆半径；r_bRs为右分支分扭级大齿轮的基圆半径；K_mLps为左分支分扭级齿轮副间的啮合刚度；K_mRps为右分支分扭级齿轮副间的啮合刚度；T_L为左分支双联轴上的扭矩；T_R为右分支双联轴上的扭矩；θ_L2为左分支并车级啮合变形引起偏转角；θ_R2为右分支并车级啮合变形引起偏转角；r_bLh为左分支并车级小齿轮的基圆半径；r_bRh为右分支并车级小齿轮的基圆半径；K_mLBh为左分支并车级齿轮副间的啮合刚度；K_mRBh为右分支并车级齿轮副间的啮合刚度；

由扭转变形引起的扭转偏转角确定单元，用于利用公式确定由扭转变形引起的扭转偏转角；其中，θ_L3为左分支双联轴扭转变形引起的偏转角；θ_R3为右分支双联轴扭转变形引起的偏转角；K_tLsh为左分支双联轴的扭转刚度；K_tRsh为右分支双联轴的扭转刚度。