1.行星轮系类型的选择
最基本的行星轮系包括三个基本构件，即两个中心轮和一个系杆。若中心轮用K代表，系杆用H代表，则这种最基本的行星轮系可以用代号表示为2K-H。
根据两个中心轮的不同类型及固定情况，常用的2K-H行星轮系可以有以下几种不同型式：
（1）两个中心轮中，一个为外齿轮，一个为内齿轮。如图4-14中的a、b、c、e所示。其中a及b都是单排行星轮，但a为中心轮3固定，b为中心轮1固定；c为双排行星轮；而e的行星轮是带内外齿的。
图4-14 2K-H行星轮系的类型
（2）两个中心轮都为圆锥齿轮，如图4-14d所示。
（3）两个中心轮都为外齿轮，如图4-14f所示。
（4）两个中心轮都为内齿轮，如图4-14g所示。
选择轮系的类型时，主要从传动比、效率、结构复杂程度和外廓尺寸等几方面综合考虑而定。首先是考虑能否满足传动比的要求。图4-14中a、b、c、d四种型式的转化机构传动比 都是负的，故将它们称为负号机构。负号机构的特点是传动从左到右（即从主动中心轮到从动系杆H）都是减速的，而且输入与输出的转向相同。这一点从图中的传动比公式也可以清楚地看出，但是它们的减速范围不同。例如类型a的传动比i1H一定大于2，实用范围i1H＝2.8～9；如果要求的减速比小于2，则可采用类型b，其传动比i3H一定小于2，实用范围i3H＝1.14～1.56；类型c由于采用双排行星轮，它的减速范围较大，可以从1到17；类型d的i1H用在2左右。类型c和d都可以填补a、b二种可用传动比中间的空白区。
图4-14中e、f、g三种型式的转化机构传动比 都是正的，故将它们称为正号机构。当齿数比 时，则 ，传动自左到右为减速，但输入与输出的转向相反；当齿数比 时，传动自左到右为增速（当比 时，n1与nH转向相反；比 时，n1与nH转向相同）；当比 时，i1H→0，增速比iH1理论上达无穷大。
从机构传动效率的角度来看，不管用于增速还是减速，负号机构的效率总比正号机构为高。因此，如果所设计的轮系是用作动力传动，这时要求传动有较高的效率，则应该采用负号机构，即图4-14a、b、c、d所示的型式；如果设计的轮系还要求有较大的传动比，而单级负号机构又不能满足要求时，可以将几个负号机构串联起来，或采用负号机构与定轴轮系联合的混合轮系，以取得较大的传动比。如图4-15所示，这些轮系适用的传动比i1H＝10～60。
图4-15 动力传动常用的大传动比轮系
正号机构一般用在传动比大而对效率要求不高的辅助机构中。用于增速时，增速比i1H理论上可达到无穷大，但实际上受到效率的限制，i1H越大，效率越低，达到一定值后，机构将发生自锁。
2.行星轮系中各轮齿数的确定
选定行星轮系的类型后，需要确定其各轮的齿数。在行星轮系中，各轮齿数的选配需要满足以下4个条件：
（1）保证实现给定的传动比；
（2）保证两个中心轮及系杆的轴线重合，亦即满足同心条件；
（3）保证各行星轮能够均匀地装入两中心轮之间，亦即满足安装条件；
（4）保证各行星轮不致互相碰撞，亦即满足邻接条件。
现以图4-14a所示的行星轮系为例说明于后：
1）保证实现给定的传动比
因
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故
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2）保证满足同心条件
根据两中心轮的轴线重合的条件，当采用标准传动和等移距变位传动时，可得
r3＝r1＋2r2
式中：r1、r2、r3分别表示齿轮1、2、3的节圆半径。
亦即
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3）保证满足安装条件为使几个行星轮都能够均匀地装入两中心轮之间，则行星轮的数目与各轮齿数之间必须有一定的关系。如图4-16所示，设需要在中心轮1与3之间装入K个行星轮，并要求均匀分布，即相互之间相隔 ，现分析行星轮数K与各轮齿数之间的关系。
图4-16 行星轮系安装条件分析
如图4-16所示，设先装入第一个行星轮于O2，则装好后，中心轮1与3的齿之间的相对角向位置已通过该行星轮而产生了联系。为了在相隔φ°处装入第二个行星轮，可以转动中心轮1，使第一个行星轮的位置由O2转到O2′，并使∠O2O O2′＝φ°。这时，中心轮1上的a点转到a′位置，转过的角度为θ，根据传动比公式，角度φ与θ的关系为：
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如果这时中心轮1转过的角度θ恰好等于转过整数个齿，则轮1与3的齿的相对角向位置又回复到与开始装第一个行星轮时一模一样，故在原来装第一个行星轮的位置O2处，一定能再装入第二个行星轮。同样的过程，可以装入第三个，第四个……直至第K个行星轮。
故相隔φ°能装入第二个行星轮的条件为
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式中： 为中心轮1每个齿对应的中心角；N为正整数。
将式b代入式a，得
或
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由上式可知，欲保证满足安装条件，则两个中心轮的齿数和z1＋z3应能被行星轮数K整除。
4）保证满足邻接条件
在图4-16中，O2、O2′为相邻两行星轮的位置，为了保证相邻两行星轮不致相互碰撞，需使中心距O2O2′大于两齿轮顶圆半径之和，即
O2O2′＞da
式中：da为行星轮齿顶圆直径。
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式中：m为模数；h*a为齿顶高系数。
式（4-1）～（4-4）所代表的关系，在选择齿数与行星轮个数时必须满足。
对于图4-14c所示的双排行星轮系，经过类似步骤，不难确定其应满足的相应的关系式为：
（1）传动比条件
（2）同心条件
（3）安装条件
（4）邻接条件
除了上述4个条件外，由于负号机构中的轮2与轮3为内啮合，故在进行几何尺寸计算时，还应检查有无发生干涉的可能。
3.行星轮系的受力分析
了解行星轮系各构件的受力情况是进行结构设计的基础，现以图4-17a所示的传动型式为例，分析各构件的受力情况，分析时略去传动中的摩擦力。
图4-17 行星轮系的受力分析
如图4-17a所示，在此轮系中，假定齿轮1为主动件，受有顺时针的驱动力矩M1，角速度为ω1，系杆H为从动件，它受有逆时针的阻力矩Mr，角速度为ωH。在进行力分析时，把轮系视为在外力作用下处于平衡状态（即轮系处于稳定运转状态），于是如图4-17b所示，可以画出机构各构件的力矩平衡图。
主动轮1上作用有驱动力矩M1和行星轮2对它的反作用力Fn21（下标21代表构件2对构件1的作用）。Fn21又可分解为圆周力F21与径向力R21。R21不产生力矩，它由轮1的支承和机架承受，故在以下的讨论中，将不再提这个分量。圆周力F21对轴O的力矩应与驱动力矩M1大小相等，方向相反。即
F21·r1·K＝M1
式中：r1为轮1的节圆半径；K为行星轮个数。
故得
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行星轮2在主动轮1作用的圆周力F12（F21的反作用力）推动下运动，并如图所示，同时受到系杆H固定轮3的反作用力FH2及F32，根据力的平衡条件，显然得
F32＝F12
FH2＝F32＋F12＝2F12
系杆H受到行星轮2的作用力F2H，它对轴O的力矩应与外加阻力矩Mr相平衡，故得
K·F2H（r1＋r2）＝Mr
而行星轮2给固定轮3的作用力F23所产生的力矩为K·F23·r3，这个力矩是由机架所承受。
由主动轮1输入的功率为
P1＝M1·ω1＝K·F21·r1·ω1
由系杆H输出的功率为
PH＝Mr·ωH＝KF2H（r1＋r2）ωH＝2kF21（r1＋r2）ωH
又因
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故得
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上式表示，由于轮3固定，如果不计摩擦损失，全部输入功率将由系杆H输出。这个等式也可以用来检查力的分析是否正确。
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