基于模糊理论两级行星轮边减速系统优化设计
【图文】：
齿数z12121齿圈齿数z3116117齿宽bh/mm103114模数/mm1010太阳轮齿数z42323行星轮齿数z53031齿圈齿数z68585齿宽bl/mm220220可见，利用可靠性优化设计得出的结果和田口方法计算的结果趋于一致，但因为行星齿轮传动实际装配的条件约束以及可靠度的约束条件，所以选用模糊优化设计的结果。综上所述通过田口方法进一步证实可靠性优化设计，而且分析了稳健性中比较灵敏的因素，为工程实践提供了一定的参考。3轮边减速系统仿真建模基于Ｒomax建立轮边两级减速系统模型［18］，如图2所示。图2行星系统模型3.1轴承分析系统输入轴的最大转矩是8747N·m，，此时转速是629.3r/min，功率是590kW。又根据齿轮所受力矩和传动比等参数，作用在一级在太阳轮上的切向力为39669N，作用在二级在太阳轮上的切向力为174133N。将数据输入到Ｒomax中。将其作为一个载荷谱的依据，并给定载荷持续时间。分析结果分别如图3、图4和表13所示。图3各轴承的损伤百分比表13各支承轴承仿真分析结果轴承轴承型号ISO损伤/%Ajusted损伤/%ISO寿命/hAjusted寿命/h1圆锥滚子轴承319/7101/HC(非标)0．410．621990001890002圆锥滚子轴承319/7101/HC(非标)0．520．811700001600003调心滚子轴承33320(GB288－1994)0．340．692067002090004调心滚子轴承33320(GB288－1994)0．510．732060002060005深沟球轴承61964(GB/T276－1994)0．410．412409002208006深沟球轴承61964(GB/T276－1994)0．430．442368002205007圆柱滚子轴承NUP320E(GB/T283－1994)0．250．252788002788008圆柱滚子轴承NUP320E(GB/T283－1994)0．290．28277200277200由图3可以看出，?
述通过田口方法进一步证实可靠性优化设计，而且分析了稳健性中比较灵敏的因素，为工程实践提供了一定的参考。3轮边减速系统仿真建模基于Ｒomax建立轮边两级减速系统模型［18］，如图2所示。图2行星系统模型3.1轴承分析系统输入轴的最大转矩是8747N·m，此时转速是629.3r/min，功率是590kW。又根据齿轮所受力矩和传动比等参数，作用在一级在太阳轮上的切向力为39669N，作用在二级在太阳轮上的切向力为174133N。将数据输入到Ｒomax中。将其作为一个载荷谱的依据，并给定载荷持续时间。分析结果分别如图3、图4和表13所示。图3各轴承的损伤百分比表13各支承轴承仿真分析结果轴承轴承型号ISO损伤/%Ajusted损伤/%ISO寿命/hAjusted寿命/h1圆锥滚子轴承319/7101/HC(非标)0．410．621990001890002圆锥滚子轴承319/7101/HC(非标)0．520．811700001600003调心滚子轴承33320(GB288－1994)0．340．692067002090004调心滚子轴承33320(GB288－1994)0．510．732060002060005深沟球轴承61964(GB/T276－1994)0．410．412409002208006深沟球轴承61964(GB/T276－1994)0．430．442368002205007圆柱滚子轴承NUP320E(GB/T283－1994)0．250．252788002788008圆柱滚子轴承NUP320E(GB/T283－1994)0．290．28277200277200由图3可以看出，轴承2损伤百分比最大，其他都较小，该轴承两种损失分别为:0.52%和0.81%，在此工况下机构是安全的。由图4可知，轴承2寿命最短，而轴承7最长，分别为160000h、278800h。图4各轴承的计算寿命图5各减速齿轮的损伤百分比186机械传动2017年
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