系统加速度 天津齿轮减速机厂家的理论基础

天津联星传动:优质摆线减速机、悬挂式齿轮减速机、搅拌站专用减速机、上料皮带减速机、矿用减速机、包络蜗轮减速机、硬齿面齿轮减速机、大型非标减速机。

由于影响少齿差行星齿轮减速机传动设计的参数较多，如：行星轮（外齿轮）齿数z，内齿轮齿数赴，插齿刀的齿数而，两齿轮变位系数x，齿顶高系数，齿宽系数，故取设计变量为41：X=（z，z2，而，x，xZ，，h，a）T3.

  目标函数设计目标取啮合角口最小和重合度e最大的双目标。分度圆齿厚增量系数。通过采用文献中介绍的分层序列法进行计算。

  这种方法允许在后一目标最优时，不必要求前一目标一定要达到严格的最优，而是在一定宽容范围内即可，即后一目标是在前一目标最优值附近的某个范围内进行优化的。

  比较优化设计与常规设计的结果可知，啮合角减少10.25%，重合度提高18.7%.约束条件安装的必要条件g：（X）=d.；一d.2一Za，0式中：齿顶圆周直径：d.应力修正系数；Tl为Zl所受的扭矩。由于少齿差齿轮曲率中心在同一直线上，且大小接近相等，因此接触面积大，故只需进行抗强度计算。

  算例分析设计K一H一V型渐开线少齿差行星齿轮减速机传动。给定传动比派，输入轴转速nH=1500r/min，输出轴转矩Tv=10一1soNm，齿轮材料为翻脂机械制造

  结论1）K一H一V型渐开线少齿差行星齿轮减速机传动模糊可靠性优化设计既能发挥普通优化的特点，给出了具体的可靠度，而且在设计中又考虑了诸多的实际因素，使设计结果更科学合理，更符合客观实际。

2）设计实例的计算结果明，建立的渐开线少齿差行星齿轮减速机传动的模糊可靠性优化数学模型及给出的求解方法是正确、有效的。

摆线针轮减速机中，摆线轮不动，针轮转动。系统加速度系统加速度设摆线针轮减速机在负载转矩T下，有i＝m到i＝n的针齿与摆线轮发生接触变形。根据文献〔2〕，有T＝（i）Fili＝Fmaxni＝m（lirc′－imax）li式中Fi－第i个针齿的接触力；li－第i个针齿啮合点公法线至中心的距离；i－第i对齿的初始间隙；$max－受力最大的一对摆线轮齿与针齿的变形；rc′－摆线轮的节圆半径。

  根据公式，编制受力分析程序得摆线轮同时有7个齿受力。具体受力如表2所示。根据文献〔3〕，单对齿啮合刚度为ki＝式中S＝1＋K21－K1cosi；Z＝K1（1＋zp）cosi－（1＋zpK21）；b－针齿套长度；K1－短幅系数；i－第i个针齿相对于转臂OcOp的角度。

  ki为第i个针齿与摆线轮接触的刚度，可设第i个针齿与摆线轮接触的扭转刚度为kni，则它们的关系为：kni＝kil2i将扭转刚度叠加，即可求出摆线针轮整体的等效扭转刚度Kn＝9i＝3kni＝9i＝3kil2i代入数值计算等效扭转刚度：Kn＝1.3614× 105Nm／rad4计算结果与实验分析对上述具有20个自由度的方程进行求解，得到系统固有频率变化（取2000Hz以下的频率）如4所示。

  从中可以看出系统的固有频率主要分布在800Hz以下，即：28.5至212Hz，230Hz，257Hz，288Hz，309Hz，416Hz，451Hz，493Hz，516Hz，538Hz，574Hz，584.9～689Hz，744Hz。其中系统在输入轴旋转一周过程中，最有可能与外界发生共振的频率为640Hz，744Hz这两个频率。

  实验设备采用美国NI公司PXI－1002机箱，SCXI－1001数据调理机，DELL4500计算机，NI数据连接线。PCB加速度传感器、连接导线及粘结剂等。实验中实际采样频率为8193.36Hz。5为测试位置及仪器示意。

  通过频域的对比发现，摆线针轮减速机表面的振动频率主要分布在800Hz以下，在箱体上表面比较明显的频率分布在280Hz、380Hz、450Hz、490Hz、640Hz、740Hz附近，箱体输出轴端面（1－3－3传感器处）明显的频率成分分布在100Hz、530Hz、659Hz附近，箱体前端面（1－3－4或1－3－1传感器处）明显的频率分布在171Hz、530Hz、617Hz、681Hz附近。通过对噪声的测试，对噪声贡献较大的频率成分主要分布在400至800Hz，因此，在此频率范围内的频率是我们要重点关注的。

  通过理论计算出的系统固有频率与实验中所测得的振动频率相比较我们可以看出，理论与实验所得出的结果比较吻合。

  结论通过建立双电机驱动双曲柄四环板摆线针轮减速机的动力学模型，计算出摆线针轮的刚度，求解出系统的固有频率，并与实验结果较好地吻合，为提高整机的动态性能和有效避免系统出现共振现象提供了理论依据，为进一步分析环板式针摆行星传动的动力学行为奠定理论基础。

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