少齿差环板式减速器的弹性动力分析与动态设计方法研究
发布时间：2021-04-04 19:58
为解决应用中出现的振动噪声大、行星轴承早蚀等问题,本文以系统动力学性能的改善和承载能力的提高为主线,建立了少齿差环板式减速器的弹性动力学模型和少齿差传动多齿弹性啮合效应分析的有限元模型,并以此为基础,初步构建出该类传动的动态设计理论体系。首先,通过计入高速轴弯曲变形、齿轮副啮合变形、行星轴承变形、输出轴支承轴承变形、环板拉压变形、高速轴支承轴承变形以及偏心套的制造误差等因素,构造出更准确的系统变形协调条件;结合动态子结构法,建立了少齿差环板式减速器的弹性动力学模型。其次,通过求解少齿差环板式减速器的弹性动力学方程,获得系统各环节的动态载荷和低阶固有特性,首次指明造成减速器振动的主要原因为其参数激励而非机构摆动力矩的不平衡。借助ANSYS软件建立了少齿差环板式减速器的有限元模型,并对其进行了模态分析,其结果与弹性动力学模型的计算结果吻合较好;而静态敲击法实测的模态参数则表明所建有限元模型具有较高的分析精度,从而间接验证了所建弹性动力学模型的正确性。利用ANSYS建立了少齿差内啮合行星齿轮传动的有限元模型,精确计算了少齿差传动的多齿弹性啮合效应系数,计算结果表明:三维完整齿轮副模型能精确地...
【文章来源】：天津大学天津市 211工程院校 985工程院校 教育部直属院校
【文章页数】：127 页
【学位级别】：博士
【部分图文】：
三相机构齿轮动态啮合力
输入轴行星轴承刚度 /ak8×10 N / m支撑轴行星轴承刚度bk /8×10 N / m齿轮副平均综合啮合刚度 /mk8×10 N / m输出轴支承轴承刚度 /ok8×10 N / m高速轴支承轴承刚度 /sk8×10 N / m输出轴质量 / kgom输入轴质量 / kgIm支撑轴质量 / kgSm输出轴绕 x 轴转动惯量xJ /2kg m输出轴绕 y轴转动惯量yJ /2kg m输出轴绕 z轴转动惯量zJ /2kg m单相环板厚度 B / mm环板弹性模量 E /GPa3.123.129.661.160.8043.251.541.540.42650.42650.1463352093.2.1 齿轮啮合力图 3-2、3-3 分别为 SH160 型三环减速器三相机构的动态和准静态齿轮啮合力。
最小啮合力 / N 7811 8199 7871当量啮合力 / N 9616 9865 9554由上表不难看出，三相机构中，以第 2 相机构受到的载荷最大，第 1、3 相机构的载荷较为接近。这一结果与文献[34]的仿真结论有所不同，推测其原因是由于高速轴支承轴承的刚度较小，使得第 2 相机构的变形最小，故而该相机构承担的载荷最大。若定义三相机构中当量啮合力的最大值与最小值之比为载荷不均匀系数 ，则该减速器在上述工况下的载荷不均匀系数uK K 1.033u= 。比较图 3-2、3-3 可知，在表 3-1 所示的参数条件下，三相机构齿轮副的动态啮合力和准静态啮合力的变化规律几乎相同。进一步计算可知，二者间啮合力的差值非常小，最大差值为 30N，相对计算误差仅为 0.3%。3.2.2 行星轴承力图 3-4~3-6 分别为三相机构输入轴行星轴承水平方向动态载荷、竖直方向动态载荷、总动态载荷及相应的动态载荷与准静态载荷间的差值。
【参考文献】：
期刊论文
[1]计入内齿板变形的环式减速器弹性动力分析[J]. 宋轶民,张俊,张永新,张策. 机械工程学报. 2006(09)
[2]三环减速器载荷分配有限元分析[J]. 范佳,孟宪举,蔡玉强. 机械设计. 2006(06)
[3]三环行星减速器的模糊可靠性优化设计[J]. 彭程. 机械与电子. 2006(02)
[4]两级同轴环式减速机的耦合非线性动态特性[J]. 唐倩,朱才朝,谭勇虎,范群. 农业机械学报. 2006(01)
[5]三环减速器的振动与噪声[J]. 李娟. 通用机械. 2006(01)
[6]少齿差行星齿轮传动技术现状及发展[J]. 戴红娟,周红良,曾励. 机械工程师. 2005(12)
[7]三环减速器智能CAD系统研究[J]. 石加联,孟桂云. 山东冶金. 2005(02)
[8]高承载能力高传动效率新型针摆行星传动研究[J]. 何卫东,李欣,李力行. 中国机械工程. 2005(07)
[9]双曲柄环板式针摆行星传动效率分析[J]. 李欣,何卫东,李力行. 大连铁道学院学报. 2005(01)
[10]双电机驱动双曲柄四环板式针摆行星传动研究[J]. 何卫东,李欣,李力行. 大连铁道学院学报. 2005(01)
博士论文
[1]双环减速器运动特性及其故障诊断研究[D]. 谢永春.重庆大学 2004
[2]三环传动弹性动力学的理论与实验研究[D]. 杨建明.天津大学 2001
硕士论文
[1]少齿差传动多齿弹性啮合效应的研究[D]. 刘斌彬.天津大学 2007
[2]计入内齿板弹性的三环减速器弹性静力分析[D]. 张永新.天津大学 2005
[3]少齿差内啮合齿轮的计算机辅助几何设计及参数优化[D]. 余跃海.天津大学 2005
[4]三环减速器承载能力研究与新产品系列设计[D]. 张俊.天津大学 2004
[5]齿轮应力与变形精确分析中的有限元建模研究[D]. 周长江.中南大学 2004
[6]三环传动弹性啮合效应的研究[D]. 应广驰.天津大学 2004
本文编号：3118387
【文章来源】：天津大学天津市 211工程院校 985工程院校 教育部直属院校
【文章页数】：127 页
【学位级别】：博士
【部分图文】：
三相机构齿轮动态啮合力
输入轴行星轴承刚度 /ak8×10 N / m支撑轴行星轴承刚度bk /8×10 N / m齿轮副平均综合啮合刚度 /mk8×10 N / m输出轴支承轴承刚度 /ok8×10 N / m高速轴支承轴承刚度 /sk8×10 N / m输出轴质量 / kgom输入轴质量 / kgIm支撑轴质量 / kgSm输出轴绕 x 轴转动惯量xJ /2kg m输出轴绕 y轴转动惯量yJ /2kg m输出轴绕 z轴转动惯量zJ /2kg m单相环板厚度 B / mm环板弹性模量 E /GPa3.123.129.661.160.8043.251.541.540.42650.42650.1463352093.2.1 齿轮啮合力图 3-2、3-3 分别为 SH160 型三环减速器三相机构的动态和准静态齿轮啮合力。
最小啮合力 / N 7811 8199 7871当量啮合力 / N 9616 9865 9554由上表不难看出，三相机构中，以第 2 相机构受到的载荷最大，第 1、3 相机构的载荷较为接近。这一结果与文献[34]的仿真结论有所不同，推测其原因是由于高速轴支承轴承的刚度较小，使得第 2 相机构的变形最小，故而该相机构承担的载荷最大。若定义三相机构中当量啮合力的最大值与最小值之比为载荷不均匀系数 ，则该减速器在上述工况下的载荷不均匀系数uK K 1.033u= 。比较图 3-2、3-3 可知，在表 3-1 所示的参数条件下，三相机构齿轮副的动态啮合力和准静态啮合力的变化规律几乎相同。进一步计算可知，二者间啮合力的差值非常小，最大差值为 30N，相对计算误差仅为 0.3%。3.2.2 行星轴承力图 3-4~3-6 分别为三相机构输入轴行星轴承水平方向动态载荷、竖直方向动态载荷、总动态载荷及相应的动态载荷与准静态载荷间的差值。
【参考文献】：
期刊论文
[1]计入内齿板变形的环式减速器弹性动力分析[J]. 宋轶民,张俊,张永新,张策. 机械工程学报. 2006(09)
[2]三环减速器载荷分配有限元分析[J]. 范佳,孟宪举,蔡玉强. 机械设计. 2006(06)
[3]三环行星减速器的模糊可靠性优化设计[J]. 彭程. 机械与电子. 2006(02)
[4]两级同轴环式减速机的耦合非线性动态特性[J]. 唐倩,朱才朝,谭勇虎,范群. 农业机械学报. 2006(01)
[5]三环减速器的振动与噪声[J]. 李娟. 通用机械. 2006(01)
[6]少齿差行星齿轮传动技术现状及发展[J]. 戴红娟,周红良,曾励. 机械工程师. 2005(12)
[7]三环减速器智能CAD系统研究[J]. 石加联,孟桂云. 山东冶金. 2005(02)
[8]高承载能力高传动效率新型针摆行星传动研究[J]. 何卫东,李欣,李力行. 中国机械工程. 2005(07)
[9]双曲柄环板式针摆行星传动效率分析[J]. 李欣,何卫东,李力行. 大连铁道学院学报. 2005(01)
[10]双电机驱动双曲柄四环板式针摆行星传动研究[J]. 何卫东,李欣,李力行. 大连铁道学院学报. 2005(01)
博士论文
[1]双环减速器运动特性及其故障诊断研究[D]. 谢永春.重庆大学 2004
[2]三环传动弹性动力学的理论与实验研究[D]. 杨建明.天津大学 2001
硕士论文
[1]少齿差传动多齿弹性啮合效应的研究[D]. 刘斌彬.天津大学 2007
[2]计入内齿板弹性的三环减速器弹性静力分析[D]. 张永新.天津大学 2005
[3]少齿差内啮合齿轮的计算机辅助几何设计及参数优化[D]. 余跃海.天津大学 2005
[4]三环减速器承载能力研究与新产品系列设计[D]. 张俊.天津大学 2004
[5]齿轮应力与变形精确分析中的有限元建模研究[D]. 周长江.中南大学 2004
[6]三环传动弹性啮合效应的研究[D]. 应广驰.天津大学 2004
本文编号：3118387
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