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為了將理論分析的結(jié)果與振動(dòng)測(cè)試分析結(jié)果對(duì)比印證脓魏，將測(cè)點(diǎn)選在三個(gè)箱體軸承座及齒板支承軸孔的上邊緣，如圖6-11所示肄埠。

6.4.3實(shí)驗(yàn)步驟
1.跑合試驗(yàn)
正式試驗(yàn)之間妄舅，減速器在試驗(yàn)臺(tái)上分別以200rpm，300rpm搓胯，400rpm和绳，500rpm，…1500rpm空轉(zhuǎn)臂沽，進(jìn)行20小時(shí)的跑合試驗(yàn)，跑合完畢后更換潤(rùn)滑油橡戈。
2.空載試驗(yàn)
分別在轉(zhuǎn)速為800rpm阎肌，1000rpm，1500rpm三種空載工況下掷雪，測(cè)試記錄SHQ40齒板及箱體軸承座上各測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)速度及加速度将遮。
3.加載試驗(yàn)
分別在800rpm，1000rpm肌坑，1500rpm等轉(zhuǎn)速下，測(cè)試齒板及箱體軸承座的振動(dòng)速度及加速度牡整。
6.5 理論計(jì)算與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比分析

測(cè)試結(jié)果經(jīng)頻譜分析處理后藐吮，將其與理論計(jì)算的結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析如下。
1.齒板的振動(dòng)

圖6-12是齒板的實(shí)測(cè)振動(dòng)加速度時(shí)域曲線圖逃贝。從時(shí)域曲線圖可知谣辞，SHQ40型齒板的振動(dòng)加速度中，存在穩(wěn)態(tài)正弦分量沐扳，它是由于齒板作圓周平動(dòng)運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生泥从。在其上迭加的每轉(zhuǎn)兩次沖擊及其振動(dòng)響應(yīng)衰減信號(hào)句占，明顯表現(xiàn)出齒板的加速度沖擊信號(hào)，而且最大沖擊發(fā)生在齒板過死點(diǎn)位置躯嫉，每轉(zhuǎn)兩次非等幅沖擊纱烘，恰好構(gòu)成轉(zhuǎn)頻16.667Hz的周期函數(shù)。
經(jīng)轉(zhuǎn)換計(jì)算后祈餐，加速度的最大沖擊值為a_max二21844mm/s²擂啥。從加速度時(shí)或曲線規(guī)律發(fā)生死點(diǎn)的位置以及最大沖擊值看均與理論計(jì)算結(jié)果（見圖6-3）相吻合。

2.箱體軸承座的振動(dòng)

由于每片齒板都存在同樣的周期性激勵(lì)沖擊函數(shù)萤翔，相位差120°俺乓，迭加后的總效果仍然是轉(zhuǎn)頻周期函數(shù)。因此對(duì)箱體軸承座的沖擊也呈周期性讼谅。圖6-13是支承軸箱體軸承座的振動(dòng)速度及加速度的實(shí)測(cè)時(shí)域曲線圖檀丝。其曲線圖的變化規(guī)律及幅值與圖6-4完全接近。速度及速度沖擊值為v_xmax=15.09mm/s挟晒，α_max=24960mm/s²残神。圖6-14是輸入軸軸承座的實(shí)測(cè)振動(dòng)加速度時(shí)域曲線及其頻譜分析圖。從加速度譜圖中看出新浦，第一譜峰的頻率值為33.75Hz，恰好是輸入軸轉(zhuǎn)頻的二倍指佳，也是死點(diǎn)沖擊頻率漓琢。死點(diǎn)沖擊是一周兩次，其頻率為33.4Hz捏梯，這說明理論計(jì)算的結(jié)果完全可靠稿施；第二譜峰的頻率值為16.87Hz，與齒板轉(zhuǎn)頻（輸入軸頻率）相近培他，是齒板的穩(wěn)態(tài)振動(dòng)頻率鹃两；第三譜峰的頻率值為49.55Hz，是三環(huán)減速器的嚙合頻率（50Hz）舀凛，第四譜峰的頻率值為99.50Hz俊扳，是死點(diǎn)的嚙合沖擊頻率。圖6-15是某單齒環(huán)內(nèi)齒行星齒輪減速器的軸承座振動(dòng)加速度的實(shí)測(cè)及理論計(jì)算曲線圖猛遍。從圖可以看出理論和測(cè)試的分布規(guī)律極為相似馋记。圖中一個(gè)周期有一次較大的加速度沖擊峰，是由于行星齒板過180°死點(diǎn)時(shí)產(chǎn)生的嚙合沖擊懊烤。

從以上對(duì)軸承座的振動(dòng)實(shí)測(cè)結(jié)果及頻譜分析可知梯醒，激勵(lì)三環(huán)減速器振動(dòng)的載荷主要有：
（1）平面四桿機(jī)構(gòu)因變形或誤差，在過死點(diǎn)位置時(shí)對(duì)軸承座產(chǎn)生的沖擊載荷；
（2）齒板作平動(dòng)圓周運(yùn)動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的穩(wěn)態(tài)動(dòng)載荷茸习；
（3）齒板與外齒輪之間齒輪副的嚙合沖擊畜隶；
（4）平面四桿機(jī)構(gòu)在死點(diǎn)位置時(shí)外齒輪造成的沖擊載荷。
3.輸出轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)動(dòng)比
由于機(jī)構(gòu)的變形及誤差等原因号胚，將使輸出轉(zhuǎn)速及傳動(dòng)比動(dòng)變化籽慢，沖擊箱體、產(chǎn)生振動(dòng)崎亚。圖6-16是對(duì)SHLEO15型三環(huán)減速器實(shí)測(cè)及理論計(jì)算的轉(zhuǎn)速和傳動(dòng)比隨時(shí)間變化的波動(dòng)曲線湘胚。輸出轉(zhuǎn)速對(duì)比為

傳動(dòng)比對(duì)比為

可見，實(shí)測(cè)值與理論值相近阶糖，說明理論計(jì)算結(jié)果正確吸辑。
以上的理論和實(shí)驗(yàn)結(jié)果都表明，三環(huán)減速器的振動(dòng)源于平行曲柄機(jī)構(gòu)變形或因誤差產(chǎn)生的死點(diǎn)沖擊秃练。沖擊力大小與載荷成正比，沖擊發(fā)生的時(shí)間與轉(zhuǎn)速成反比陪孩。功率越大雁痪，嚙合力也越大，沖擊峰越高盅妹；轉(zhuǎn)速越高沖擊脈寬越小猴襟，激振動(dòng)力帶寬越寬。因此羔俭，減速器在高速重載時(shí)曼庆，產(chǎn)生的寬帶與較強(qiáng)能量的激振源更容易激發(fā)減速器及其附聯(lián)結(jié)溝的廣泛共振，從而發(fā)生強(qiáng)烈振動(dòng)阁吝。特別是推動(dòng)環(huán)板死點(diǎn)的沖擊力矩將可能造成箱體整體及附聯(lián)結(jié)構(gòu)的強(qiáng)烈振動(dòng)砚婆。沖擊力還將引起軸、軸承突勇、鍵的較大交變動(dòng)載装盯，并可能引起鍵聯(lián)接的松動(dòng)、摩擦甲馋，發(fā)熱等埂奈。
通過對(duì)SHQ40型三環(huán)減速器的理論計(jì)算結(jié)果及振動(dòng)實(shí)驗(yàn)的對(duì)比研究，說明本文提出的內(nèi)齒行星傳動(dòng)的動(dòng)力分析理論完全正確定躏，可以作為三環(huán)減速器等內(nèi)齒行星傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)分析理論账磺。
6.6控制沖擊振動(dòng)的方案
前面已從理論和實(shí)驗(yàn)兩方向論證了三環(huán)減速器產(chǎn)生振動(dòng)的根本原因是機(jī)構(gòu)變形及誤差引起的死點(diǎn)沖擊。因此痊远，應(yīng)從解決死點(diǎn)沖擊出發(fā)控制其振動(dòng)垮抗。
1.采用雙軸輸入降低死點(diǎn)沖擊
采用雙軸輸人的齒板及箱體軸承座振動(dòng)速度、加速度如圖6-17所示。從圖看出齒板速度及加速度值明顯變薪柘�。�為單軸輸人時(shí)的0.3倍）茧淮，而且無沖擊，完全屬于穩(wěn)太振動(dòng)策谅。箱體的振動(dòng)速度及加速度幅值只是單軸輸人時(shí)的0.2倍着阿。圖6-18a是一軸的偏心套存在0.05度的分度誤差時(shí)齒板的加速度曲線圖，圖中明顯出現(xiàn)加速度沖擊棒線崔深。采用雙軸輸入后茁帚，死點(diǎn)沖擊被徹底（見圖6-18b) , 變成穩(wěn)態(tài)振動(dòng)曲線了。因此泳信，為了減小三環(huán)減速器的振動(dòng)娶痕，有必要加大三環(huán)減速器的橫向尺寸，在箱體內(nèi)增加一套雙軸輸入的齒輪功率分流機(jī)構(gòu)筝仓，或者在箱體外另設(shè)計(jì)一套功率分流機(jī)構(gòu)数截，以解決機(jī)構(gòu)過死點(diǎn)的振動(dòng)問題。

2.改變支承軸的位置

在上一章已經(jīng)分析過趾双，當(dāng)三軸水平布置而且高速軸在輸出軸的同側(cè)時(shí)俗退，載荷幅值最大，各相嚙合力等都很不均衡（見圖5-24）甜殖。圖6-19是將支承軸布置在輸入軸與輸出軸間的150°位置時(shí)齒板的振動(dòng)加速度满葛。由圖可知，因誤差引起的沖擊已被完全克服罢屈，而且原有的穩(wěn)態(tài)幅值也降低了很多嘀韧。

3.增加行星軸承剛度、降低內(nèi)齒圈剛度

增大行星軸承剛度的目的在于減小雙曲柄機(jī)構(gòu)的變形缠捌，降低死點(diǎn)沖擊幅值锄贷。并且使各相嚙合力均衡化、減小嚙合沖擊鄙币。圖6-20是分別將行星軸承剛度增加一個(gè)數(shù)量級(jí)和內(nèi)齒圈降低一個(gè)數(shù)量級(jí)時(shí)齒板的振動(dòng)加速度肃叶。兩者加速度幅值均降低了1/4倍左右。

4.減小支承軸或輸出軸的箱體軸承剛度
降低箱體軸承剛度是為了吸收內(nèi)部機(jī)構(gòu)對(duì)箱體的沖擊振動(dòng)十嘿，減小沖擊幅值因惭。圖6-21是轉(zhuǎn)速為1500（rpm）即時(shí)分別將支承軸及輸出軸的箱體軸承與軸之間加一3mm的彈性墊圈時(shí)，計(jì)算出的箱體振動(dòng)加速度曲線绩衷。從圖中看出蹦魔，減小支承軸箱體軸承剛度比減小輸出軸箱體軸承的效果更明顯。

5.增加高速軸的剛度
增加高速軸的剛度是降低沖擊載荷的重要途徑咳燕。軸的剛度大（值徑大）唐故，扭轉(zhuǎn)鉴吞、彎曲變形小，雙曲柄機(jī)構(gòu)變形也就小父系，這樣既減小了沖擊振動(dòng)摹椅、又增加了軸的強(qiáng)度。圖6-22將高速軸的直徑由原來的45mm加到55mm后的椒蜜，振動(dòng)加速度圖梦啊。

6.對(duì)各齒板的死點(diǎn)位置進(jìn)行修形
由于機(jī)構(gòu)過死點(diǎn)時(shí)，因變形要引起死點(diǎn)沖擊厌留，可以通過死點(diǎn)位置及其附近的輪齒（齒板）進(jìn)行修形炼岖，使三相載荷均衡化。圖6-23是將死點(diǎn)位置輪齒修形后囊像，軸承座的振動(dòng)加速度圖楔侣。與圖6-21（a）比較，總體幅值明顯下降禾门。

結(jié)論
本文對(duì)連桿行星齒輪傳動(dòng)過約束機(jī)構(gòu)的位移協(xié)調(diào)原理從構(gòu)件到系統(tǒng)株惶，進(jìn)行了深入的研究，提出了適合于各種類型的連桿行星齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的位移協(xié)調(diào)條件够颠，并建立其動(dòng)力分析模型跑慕，在此基礎(chǔ)上對(duì)多次靜不定的過約束機(jī)構(gòu)——三環(huán)減速器，建立了包括各種因素在內(nèi)的動(dòng)力分析模型摧找，對(duì)其動(dòng)力特性、軸間布置以及振動(dòng)等問題進(jìn)行了全面的研究牢硅，取得了一系列的成果蹬耘。
綜合本文的研究成果，其創(chuàng)造性的研究工作體現(xiàn)在以下幾個(gè)方面：
●對(duì)機(jī)構(gòu)的靜不定次數(shù)進(jìn)行了研究减余，提出了計(jì)算過約束機(jī)構(gòu)靜不定次數(shù)的方法综苔。
●研究了機(jī)構(gòu)構(gòu)件、組合構(gòu)件的位移協(xié)調(diào)原理位岔。從系統(tǒng)觀點(diǎn)出發(fā)如筛，提出了包括間隙誤差在內(nèi)的連桿行星齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的位移協(xié)調(diào)原理。圓滿地解決了三環(huán)減速器等內(nèi)齒行星傳動(dòng)過約束機(jī)構(gòu)的動(dòng)力分析問題抒抬。
●提出了一齒環(huán)杨刨、二齒環(huán)、多齒環(huán)等內(nèi)齒行星傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式擦剑。建立了只考慮接觸變形時(shí)吊冬，在單軸、雙軸及多軸輸入情況下婉涌，這些傳動(dòng)的各種動(dòng)力分析數(shù)學(xué)模型量伏，并對(duì)常見結(jié)構(gòu)形式的內(nèi)齒行星齒輪傳動(dòng)給出了嚙合力兴氧、行星軸承載荷等求解的結(jié)果，為內(nèi)齒行星傳動(dòng)的動(dòng)力分析計(jì)算提供了正確的理論計(jì)算公式畴贵。
●建立了考慮運(yùn)動(dòng)副間隙的內(nèi)齒行星傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的動(dòng)力分析模型厦冤。
●用有限元的單位載荷法對(duì)行星齒板、偏心套進(jìn)行變形分析幅秉，求取其整體變形柔度系數(shù)奔豫，為內(nèi)齒行星傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的動(dòng)力分析準(zhǔn)備可靠數(shù)據(jù)。
●提出了三環(huán)減速器的動(dòng)力分析精確模型钾趁，分析了SHQ40型三環(huán)減速器的嚙合力蚂青、行星軸承載荷、箱體軸承載荷的分布規(guī)律斑泳。
●研究了影響三環(huán)減速器動(dòng)力特性的各種因素孝承，詳細(xì)討論了三環(huán)減速器的軸間布置對(duì)載荷分布的影響，為改進(jìn)及優(yōu)化設(shè)計(jì)末捣，降低其振動(dòng)指明了方向侠姑。
●從理論上分析了三環(huán)減速器產(chǎn)生振動(dòng)沖擊的機(jī)理，提出了描述三環(huán)減速器振動(dòng)的速度箩做、加速度莽红，軸間沖擊角速度、沖擊角加速度邦邦，以及輸出轉(zhuǎn)速安吁、傳動(dòng)比、輸入扭矩等參數(shù)的波動(dòng)函數(shù)燃辖。并分析了SHQ40 型三環(huán)減速器的振動(dòng)沖擊特征鬼店。
●用實(shí)驗(yàn)研究的結(jié)果驗(yàn)證了理論分析結(jié)果的正確性，說明本文提出的理論是完全正確的黔龟。
●為降低三環(huán)減速器振動(dòng)沖擊提出了許多可行方案妇智，并從理論上分析了降低振動(dòng)沖擊的效果。帶誤差氏身、間隙過約束機(jī)構(gòu)的受力分析研究是一個(gè)幾乎還沒有人涉及的領(lǐng)域巍棱。本文針對(duì)含有運(yùn)動(dòng)副間隙、構(gòu)件加工誤差爱亡，且具有多次靜不定的過約束機(jī)構(gòu)——連桿行星齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)穴你，考慮機(jī) 構(gòu)構(gòu)件、組合構(gòu)件以及機(jī)構(gòu)系統(tǒng)的位移協(xié)調(diào)條件别逐，推導(dǎo)了機(jī)構(gòu)動(dòng)力分析方程撒殷。利用該動(dòng)力分析方程研究了三環(huán)減速器的動(dòng)力特性，其結(jié)果與試驗(yàn)研究的結(jié)果相吻合敢智，說明該理論是完全正確的杏县。

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