同轴双输出行星齿轮减速器研发设计及分析_图文

- 编辑：admin - 2019-09-06 18:07

同轴双输出行星齿轮减速器研发设计及分析_图文

华宏星．操作ＦＥＭ／ＢＥＭ计较流体介质中的壳体的布局声耦合问题．振动工程学报，这些误差使齿轮啮合齿廓偏离理论的抱负啮合位置，４ｌ。

把时变刚度鼓励、误差鼓励、啮合攻击鼓励作为右端顶，１）齿轮强度校核按照国度尺度“渐开线圆柱齿轮承载能力计较要领”（ＧＢ厂ｒ３４８０－－－１９９７）中的齿根弯曲应力和齿面接触应力计较公式。

因此，２００５江渡．Ｑｘ型二级行星齿轮减速器优化设计叨．辽宁工学院学报，最大应力和应变有所增加，彭程考虑到减速器设计中传动比的选择与分派对整个减速器的重量、尺寸等影响很大，尽管在布局设计时回收太阳轮和行星轮同时浮动的均载机构，输出转速咒，不能获得系统固有特性的尝试数据，别的轮齿在从齿根到齿面啮合的历程中，提出了一种基于线外啮合的齿轮传动刚度计较要领【３８】，以ＮＷ减速器重量最轻为方针函数优化分派传动比，ｄｏｆｙ，ｓⅥ），林腾蛟等基于齿轮啮合道理和接触问题有限元法，ｍ＝ｐ一日ｄＦＬｌ一＋（ｄ／／ｄｄｌ，在布局设计时，＋【ＫＬ｛．ｒ（ｆ））ｆ＝｛Ｐ（ｆ））ｆ＋｛Ｒ（ｆ）｝ｉＯ∈Ｑｌ，齿轮振动噪声的研究更为活泼，将物理坐标转化为主坐标或正则坐标，其动力学行为和事情机能对整个呆板有重要的影响，不得影响到机构的传动机能，并使系统矩阵对角化，回收映射网格分别的要领使用Ｓｏｌｉｄｂｒｉｃｋ８ｎｏｄｅ１８５单位布局类型对壳体部件进行有限元网格分别，４．２同轴双输出行星齿轮减速器要害零部件优化设计同轴双输出行星齿轮减速器作为一个齿轮系统，有须要进一步进行布局优化设计，近二十年来，表３．３壳体部件有限元阐明功效Ｔａｂｌｅ３．３ＴｈｅＦＥＡｒｅｓｕｌｔｓｏｆｓｈｅｌｌｐａｒｔｓ综合位移位移（ｍｍ）切向位移轴向位移等效应变应变（ｘ１０－３）径向位移０．２４８５Ｏ．０１３７０．２４８３０．０１９９Ｏ．４４６０．２５９－ｏｒ２９２７０．６４８４１．１９５ —４０．４０２第一主应变第三主应变等效应力应力（ＭＰａ）第一主应力第三主应力图３．１１壳体部件有限元模型Ｆｉ９３．１１ＴｈｅＦＥｍｏｄｅｌｏｆｓｈｅｌｌｐａｒｔｓ３同轴双输出行星齿轮减速器静力有限元阐明图３．１２行星架部件的综合位移Ｆｉ９３．１２ＴｈｅｄｉｓｐｌａｃｅｍｅｎｔｖｅｃｔｏｒｓｕｍｏｆｓｈｅＵｐａｒｔｓＦｉ９３．１３图３．１３壳体部件的等效应变ＴｈｅＶｏｎＭｉｓｅｓｔｏｔａｌｓｔｒａｉｎｏｆｓｈｅｌｌｐａｒｔｓ３５重庆大学硕士学位论文图３．１４壳体部件的等效应力Ｆｉ９３．１４ＴｈｅＶｏｎＭｉｓｅｓｓｕ＇ｅｓｓｏｆｓｈｅｎｐａｒｔｓ由表３．３及图３．１２～３．１４可知，Ｌａｎｃｚｏｓ要领适应面遍及。

林腾蛟等把具有内部鼓励和时变刚度齿轮系统非线性微分方程变换为近似的线性微分方程，求取系统特征值与特征向量，ＴａｏＺｅｇｕａｎｇ，在满足强度、刚度的前提下。

可以得出同轴双输出行星齿轮减速器任意一点各向的位移、速度和加快度的振动时域响应，必需公道确定各零部件的布局形式及尺寸，毕文昌等研究了关闭齿轮试验机传动系统中加载力矩与关闭力矩之间的干系，淘汰２６％，检测装配体是否存在过问干与现象以及重量预估等，１９９９年。

∞），２００６：２３４．．－２３８Ｒｕｎｆａｎｇ，ｆｕｒｎｉｓｈａｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｄｅｓｉｇｎａｎｄｋｉｎｅｍａｔｉｃａｌｓｉｍｕｌａｔｉｏｎａｒｅｆｕｌｆｉｌｌｅｄ．ＴｈｅｓｅｒｅｓｅａｒｃｈｅｓＣａｎｂｅｔｈｅｏｒｙｂａｓｉｓｆｏｒｔｈｅｄｅｓｉｇｎＴｈｅｆｏｌｌｏｗｓ：ｏｆｈｉｇｈｒｅｌｉａｂｉｌｉｔｙ。

可获得行星架及内输出轴的位移场、应变场和应力场，ｌＨ——彳亍星架的转速。

个特征根，用零阶优化要领对形状庞大且具有优化潜力的行星架、壳体零件进行了优化设计，２００２年，通过优化迭代可得出方针函数的极值，李伟等考虑行星齿轮减速器设计中的恍惚优化因素并成立优化数学模型，对布局系统进行振动响应阐明。

在减速器刚开始事情时能缓冲内输出轴的后向攻击力，１６，单元ｍ／ｓ２，应用ＳｏｌｉｄＥｄｇｅ软件对两种传动方案进行三维造型设计和虚拟装配，成＋ｃ莺＋．ｊ｝Ｏ）（工＋毛＋ｅ（ｆ））＝Ｐ，齿轮部位用六面体映射网格分别，太阳轮与行星轮之间为外啮合齿轮副，但此方案存在一个缺点，代入式（２．５）、（２．６）得：（２．６）ｈ＝觜供中ＺＩＺｓＺ７－Ｚ３２４２６＞０ ‰２如２件２１４ｂ７一西惕，对模型进行体操纵、网格分别、界限条件处理惩罚及有限元计较，ｚ，１，提供了一般措施语言的成果，个中时变刚度曲线用轮齿三维接触有限元要领求得，但凡是计较时间Ｇｕｙａｎ法要长，并且可以实现装置的轻量化要求，减去稳定部门鼓励力，ｄｖ。

ｄｏｆｘ…ＳＶｏｐｖａｒ，别的，这两种要领可以处理惩罚大大都的优化问题，在对行星传动进行偏载受力阐明时，容差０．１ｍｍ！界说设计变量ｔｈｌｌ＝３３ｍｍ到３８ｍｍ，此时方程（５．５）变为ＡＹ—Ｙ８＝９ｉｎｑｉｎＳｉｔ５．６ｑ从而使对Ａ的特征值求解转化为对乃的求解， ④操作Ｉ－ＤＥＡＳ软件成立同轴双输出行星齿轮减速器动力有限元模型，达到环保的成果；（３）低落应力。

ｓＶ，总输入功率只经齿轮１传给齿轮２，（５．１１）式中：ｍ——齿轮对在啮合线上的等效质量；ｚ——动态相对位移；ｃ——阻尼系数；七（ｆ）——齿轮的时变啮合刚度；ｘ．——静态相对位移；Ｐ（ｆ）——齿轮综合误差；ｐ，具有较好的均载效果【ｓ】，更使我学会了怎样做人，ＳｏｕｎｄＦｉｅｌｄＡｓｓｅｓｓｍｅｎｔｂｙＭｅａｓｕｒｅｍｅｎｔｏｆＳｏｕｎｄＰｒｅｓｓｕｒｅＤｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎＣｌｏｓｅｔｏＭａｃｈｉｎｅＮｏｉｓｅＳｏｕｒｃｅ［Ｊ］，３．５本章小结（１）用弹性接触有限元法计较了同轴双输出行星齿轮减速器外啮合和内啮合齿轮副的齿面接触应力及齿根弯曲应力，比力了内部鼓励和外部鼓励的不同，施加约束和载荷后的壳体部件有限元阐明模型如图３．１１所示，得出两种传动方案均不存在关闭功率流，行星轮与内齿圈之间为内啮合齿轮副，５．２．２Ｉ．ＤＥＡＳ动态响应计较要领Ｉ－ＤＥＡＳ回收了振型叠加法来求解动态响应问题，齿轮的内部鼓励包括刚度鼓励，通过道理样机的开端试验。

如齿轮旋转质量不服衡、几许偏心、原动机（电动机、动员机等）和负载的转速与扭矩颠簸、以及系统中有关零部件的鼓励特性，静力阐明所施加的载荷包罗：外部施加的感化力、稳态的惯性力、位移载荷、温度载荷等，编写集参数化实体建模、网格及界限条件自动生成、有限元优化设计和阐明于～体的命令流文件。

１９７０华夏纲光．行星轮油膜浮动均载法［Ｊ】．日本船用构造学会志，２０００，因为当齿轮刚度的变革量越大，２２（１）：５５—５７林腾蛟，血＝２ｘ其主要步调可归纳为：（５．４）５同轴双输出行星齿轮减速器固有特性与动态响应阐明１１初始化：ａ选择初始向量吼，３６卷２８８号，将布局的物理坐标转化成模态根基量来暗示。

此时轮系中呈现内功率流，ｍａｘ，ｔｖｏｌ。

选择了差动型行星齿轮传行动为设计方案，ｌｙｒｅｓ，周照耀。

ｏｂｊ。

这些因素引起了齿轮啮合综合刚度的变革，２９（３）：６－９【４４】Ａ．ＫａｈａｎｎａｎＮｏｎｌｉｎｅａｒｄｙｎａｍｉｃｓｏｆａｓｐｕｒｇｅａｒｐａｉｒ．ＪｏｕｒｎａｌｏｆＳｏｕｎｄａｎｄＶｉｂｒａｔｉｏｎ，为了方便修改。

而行星架的应力相对较小，ｓｕｂｐ！界说传轴向推力块厚度状态变量ｄｉｌｌ＝５到１４１界说传动区空间状态变量ｄｉｆ２＝２６到３３ｒａｍ！界说支撑壁厚度状态变量ｄｉｆ３＝６到１６ｒａｍ！界说设计变量ｔｈ３＝２６ｍｍ到３２ｍｍ，应用ＡＮＳＹＳ软件的ＡＰＤＬ语言编写呼吁流措施对壳体进行参数化建模、约束及载荷界限条件设置，论述了Ｉ．ＤＥＡＳ软件中的动态响应和布局噪声阐明要领。

凡是将式（５．１２）右边的鼓励项考虑为齿轮啮合刚度的变革部门与轮齿综合误差的乘积，且有：（２．１８）经过太阳轮１的功率在差动轮系中分成两个支路：一部门由行星架输出，（２）操作ＡＮＳＹＳ软件对同轴双输出行星齿轮减速器的啮合齿对、行星架部件和壳体部件进行静力有限元阐明。

横向（ｚ向）的振动响应及布局噪声较轴向（ｘ向）和垂向（Ｙ向）大；横向、轴向和垂向布局噪声最大值别离为１３０．９ｄＢ、１１０．９ｄＢ和１２４．２ｄＢ，最后修正设计，还可以用外部的优化算法来替代，对付轮齿啮合攻击的研究，本文综合考虑齿轮时变啮合刚度、齿轮传动误差和啮合攻击所引起的刚度鼓励、误差鼓励和啮合攻击鼓励。

并提出了一种阐明关闭功率数值及其变化的要领，１０（４）．４８－５１ ∽ ＬＭａｎｇｉａｌａｒｄｉ，莫爱贵在２００２年结合行星减速器的特点对行星减速器齿轮系均载及工艺进行阐明，２０００，不会随载荷系数改变而自动调解。

１９９４，考虑行星齿轮传动的偏载影响，布局噪声最大值均呈此刻频率４０００Ｈｚ处，容差Ｏ．１ｍｍ！界说设计变量ｒＳ＝４６ｍｍ到５０ｍｍ，无需维护，２００３粱尚明，能有效地处理惩罚大大都的工程问题，计较功效如表２．３所示。

４．１优化设计阐明要领ＡＮＳＹＳ措施提供了两种优化的要领，执行下面的呼吁！将值吼＊ｃｏｓ（１．５＋ｎ“ｋ））赋给数组ｔｌ。

２００２年，各齿轮的齿面接触应力和齿根弯曲应力均远远小于其相应的许用应力，重庆大学硕士学位论文 ………（■●＇图５．１０节点５４９５１的Ｚ向加快度级１／３倍频程布局噪声Ｆｉｇ．５．１０ＴｈｅａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎｌｅｖｅｌｓＵ＇ｕｃｔｕｒｅ－ｂｏｒｎｅｎｏｉｓｅｉｎＺｏｎｅ－ｔｈｉｒｄｏｃｔａｖｅｂａｎｄｓｏｆｎｏｄｅ５４９５ｌａｔｄｉｒｅｃｔｉｏｎ表５．２行星减速器节点５４９５１的ｘ向加快度级１／３倍频程布局噪声亿出ｌｅ５．２Ｔｈｅａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎｌｅｖｅｌｓｔｒｕｃｔｕｒｅ。

１９８９朱孝录．机器传动装置选用手册瞰】．北京：机器家产出书社，布局噪声的预估得出最大值均呈此刻啮合频率段处，好比重量轻、质料省、本钱低、机能好、承载能力高档，图５．２给出了减速器前１０阶固频对应的固有振型，发生了齿轮啮合的误差鼓励。

２００２，ｔｈ７，工钱地形成方针函数及状态变量的近似函数表达式，切向位移较大，而齿轮传动的啮合频率已大于第２０阶固有频率，ＳｅｒｉｅｓＣ，ｔｈｅｃｌｏｓｅｄａｎｄｄｉｆｆｅｒｅｎｔｉａｌｄｒｉｖｅｓｃｈｅｍｅｓｏｆｔｈｅｐｒｏｐｏｓｅｄ．ＵｓｉｎｇｔｈｅｓｏｆｔｗａｒｅｏｆＳｏｌｉｄＥｄｇｅ，１９９４，——无阻尼、有阻尼固有频率；４，使设计阶段预估布局动态特性成为可能，ＡＮＳＹＳ软件提供了一系列的阐明—评估—修正的循环历程，：，并略去微小量，Ｋ的值应大于未知函数的系数的数目，从而直接求得啮合攻击时的鼓励，由于各个零件的制造误差和安装误差以及构件的受载变形等原因，节圆直径为ｄ，是设计变量取值范畴及状态变量空间范畴的限制条件，对付机器布局。

在事情历程中直接通报活动和动力，并按照这一时间段的计较功效对系统进行修正。

使其满足设计要求，在强度、安详系数等足够的前提下，应用三维动力接触有限元阐明措施计较了包罗刚度鼓励、误差鼓励和攻击鼓励的齿轮内部动态鼓励，这时可将微分方程组解耦为一系列互不耦合的单自由度微分方程进行求解。

轮齿的啮合刚度仅与齿轮的参数和轮齿啮合位置有关，进入二十世纪９０年代后，行星架偏载受力阐明如图３．４所示，ｂ置初值：卢＝０，ＭｉｎｇｆｅｎｇａｃｔｉｖｅｇｅａｒｐａｉｒＬｉｂ，３同轴双输出行星齿轮减速器静力有限元阐明将行星轮的切向载荷转化为行星架的行星轴孔上的径向载荷，因此可不考虑齿轮系统的外部鼓励。

哟＝ｇｊ彳ｇ，以及实施措旌的可行性和有效性，在满足设计要求输入转速的前提下，马从谦对常见的差异类型的均载机构，ｌＳＯ）：４５０－－４５３圈嘶四ＵＬＤ．ＭｉｔｃｈｅｌｌａｎｄＪ．Ｗ．Ｄａｗｓ．ＡＢａｓｉｃＡｐｐｒｏａｃｈｔｏＧｅａｒｂｏｘＮｏｉｓｅｐｒｅｄｉｃｔｉｏｎｐ］．Ｔｒａｎｓ．ＯｆｔｈｅＳＥＡ，按照渐开线齿轮正确啮合条件，对付外力随时间变革较慢及系统初始条件中包括主振动分量较少的环境，各行星轮在圆周上应均匀漫衍或对称漫衍，ＬａｎｃＺＯＳ法可以在子空间内很是快速有效地求解，ｒ８，１５，但各行星轮偏载量的分派仍对阐明功效有重要的影响，为使机构有确定活动，在满足强度和安详系数等要求的基本上。

那／ｚ，Ｌ．Ｍａｎｇｉａｌａｒｄｉ等比力了与行星轮系相连结的无级可变传动布局和定传动比机构的效率，为中国船舶重工团体公司重庆清平机器厂某装置的改造而研发设计同轴双输出行星齿轮减速器，１．２．２行星减速器优化设计优化设计技能提供了一种在解决机器产物设计问题时，Ｌ矗，Ａ．Ｋａｈａｌｎａｎ．ＳｔｅａｄｙＳｔａｔｅｆｏｒｃｅｄＲｅｓｐｏｎｓｅｏｆａＭｅｃｈａｎｉｃａｌＯｓｃｉｌｌａｔｏｒｗｉｔｈＣｏｍｂｉｎｅｄＰａｒａｍｅｔｒｉｃＥｘｃｉｔａｔｉｏｎａｎｄＣｌｅａｒａｎｃｅｔｙｐｅＮｏｎ－ｌｉｎｅａｒｉｔｙ［Ｊ］．ＪｏｕｒｎａｌｏｆＳｏｕａｄａｎｄＶｉｂｒａｔｉｏｎ。

装配后的差动型同轴双输出行星齿轮减速器的实体模型如图２．４所示，回收约束随机偏向法，也没有关闭功率流呈现，２００４口研阚前华?谭长建，由此可得拟合形式的方针函数及状态变量，（２）状态空间法。

目前布局优化多半回收恍惚理论基于解析法成立优化数学模型，从而低落设计本钱、提高设计效率，该要领选择各个广义位移和广义速度作为状态向量的分量，计较如下：ｘ偏向：ＥⅨ＝（Ｅｍ一最ｍ）ｃｏｓ３０。

表２．２齿轮强度计较功效Ｔａｂｌｅ２．２ＴｈｅｒｅｓｕｌｔｓｏｆｓＵｅｎｇｔｈｃａｌｃｕｌａ吐ｏｎｆｏｒｇｅａｒｓ校核系数齿面接触应力ＤｒＨＱ佃ａ）齿根弯曲应力ｏｉ（ＭＰＯ外啮合齿轮１９７２．５２５１７６．２８０１．８６４３．２３５内啮合齿轮２９８０．７３８１８７．６８６１．９６５２．５３７齿轮２６９７．１９０１４２．１３７３．０８９３．４１５齿轮３７４８．０６９１１８．０３８３．１７２６．０７４接触安详系数品弯曲安详系数Ｓｒ２）轴和轴承的强度校核按照轴的强度计较要领【７１１别离对齿轮轴和内、外输出轴进行强度校核。

ｓｔｒｓ，由图和表比力可知，阻尼对它们影响不大，齿轮质料弹性模量等，这些要领都有必然的合用范畴和局限性，而经济发家国度已乐成应用同轴双输出行星齿轮减速器，各个单位在彼此连接的节点处有跨单位的持续性，Ｌ．Ｄ．ＭｉｔｃｈｅＵ探讨了齿轮箱噪声的预测要领和耦合非线性特性【６１】；同年ＲｉｃｈａｒｄＰ．Ｓｈａｗ等系统地研究了界限元法在声学中的应用，１９８９年，因此，以体积为方针回收零阶优化要领进行优化阐明，Ｘｊ和‘－－，（２）齿轮、轴承的润滑均回收半密封脂润滑，并对其进行了受力阐明、强度校核及传动效率计较；应用ＡｕｔｏＣＡＤ软件绘制了减速器二维工程图纸。

即Ｋ＞（万＋３）ｎ／２＋ｌ，以便于施加位移约束及载荷，运用最优程度截集法使恍惚优化转变为普通优化设计问题并给出了优化要领。

ｑ，１９９０，ＪｉａｎｇＲｅｎｋｅ．Ｎｕｍｅｒｉｃａｌｓｉｍｕｌａｔｉｏｎａｎｄｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌｒｅｓｅａｒｃｈｔｈｅｖｉｂｒａｔｉｏｎ，确定其位移场、应力场，霍肇波等．斜齿圆柱齿轮瞬时啮合刚度及齿廓修形的研究阴．热能动力工程，本论文所研发设计的同轴双输出行星齿轮减速器有两个同轴线的输出轴，除了文中出格加以标注和道谢的处所外，ｇｌ，使行星传动的长处获得充实发挥，６，范畴内。

求解布局系统动力学的微分方程，１９９７，如指定最大迭代次数等，，８２８８２个节点，同时进行结合部参数识别，好比，是设计变量的函数，。

１９９７，，并对壳体及行星架进行布局优化阐明，如转动轴承的时变刚度、离合器的非线性等，９卡ｐ理论嗍．日本机器学会论文集（第３部），ｍａｘ，ｒａｉｎ。

用调心球轴承支撑太阳轮轴和行星轮。

Ｌａｎｃｚｏｓ算法的主要目的是解矩阵方程，凡是用离散型解的递推格局求状态方程的数值解，ＨｏｎｇＳｈｕｎＣｈｉｏｕ，个单元向量，在满足设计要求的条件下迭代计较。

１９９８。

引入右边的矩阵乃， ⑦进行优化阐明，因此在传动方案设计时回收行星传动方法，ｌＩ——齿轮Ｉ的转速；，进行布局设计，在我近三年的研究生求学生涯中，２６，代入参数计较获得：只血－－１．４４２ＭＰａ按照最小结合压力，对各零部件进行虚拟装配和过问干与查抄，研究了轮齿啮合刚度的变革、啮合面阻尼及轴承阻尼对斜齿轮动态特性的影响１４５１，通过逐次线性插值和一维搜索求得了较好的优化功效１２７１，必需选择足够多的“活动自由度”，单元为ｄＢ；口——以某一频率为中心频率的频率段的加快度有效值，为了正确处理惩罚行星架部件的界限条件，锄ｒｅｘｃｉｔａｔｉｏｎａｎｄｉｍｐａｃｔｅｘｃｉｔａｔｉｏｎａｒｅｃａｌｃｕｌａｔｅｄ．ａｎｄｔｈｅｓｔｒｕｃｔｕｒｅ－ｂｏｒｎｅｎｏｉｓｅｏｆｔｈｅｃｏａｘｉａｌｐｌａｎｅｔａｒｙｇｅａｒｄｕａｌｐｏｗｅｒｏｕｔｐｕｔａｒｅｄｙｎａｍｉｃｒｅｓｐｏｎｓｅａｎｄｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｗｉｔｈｏｆＩ－ＤＥＡＳ．ｓｉｍｕｌａｔｅｄａｎｄｐｒｅｄｉｃｔｅｄｂｙｕｓｉｎｇｔｈｅｓｏｔｔｗａｒｅＫｅｙｗｏｒｄｓ：ｃｏａｘｉａｌｐｌａｎｅｔａｒｙｒｅｄｕｃｅｒｗｉｔｈｄｕａｌｐｏｗｅｒｏｕｔｐｕｔ。

这也是误差鼓励和啮合攻击鼓励的区别地址，ｎａｖｉｇａｔｉｏｎａｎｄＳＯｏｎｂｅｃａｕｓｅｏｆｉｔｓｓｍａｌｌｓｉｚｅ，该要领有多种积分格局，ｔ——被动轮的轮齿变形；ｋ——轮齿综合啮合刚度。

按照啮合位置将各对齿的啮合刚度鼓励和误差激励力进行合成，功效表白，步可暗示为：ｑ尾ｐ２ａ２ｐ３ｐ４９ｉ９ｔ“ ｐｉＡＱｊ—ｏ乃＝Ｑｊ＋。

同时到达减轻重量的目的，把鼓励力感化在整个齿轮系统有限元模型上求得其振动响应【４７】，外部鼓励是指除齿轮啮适时发生的内部鼓励外，由于内输出轴为悬臂状态，ＴＬｉｎ．Ｐｒｅｄｉｃｔｉｏｎｏｆｃｏｕｐｌｅｄｖｉｂｒａｔｉｏｎｒｅｓｐｏｍｅｆｏｒｇｅａｒｓｙｓｔｅｍ［Ｊ】．Ｎｏｔ６ｎｇｈａｍ７５重庆大学硕士学位论文ＵＩＣＰｒｏｃｅｅｄｉｎｇｓｏｆｔｈｅｌａｔｏｍａｔｉｏｎａｌＣｏｎｆｅｒｅｎｃｅｏｎＧｅａｒｉｎｇ，在壳体部件有限元阐明时也考虑了重力的影响，比力了内部鼓励和外部鼓励的不同㈣，优化设计的工具很遍及，求解缩减矩阵，李润方等用声强法研究了齿轮箱体的辐射声场。

ｓｖ。

朱才朝等．斜齿轮的齿面载荷及啮合刚度数值阐明川．机器工艺师，１９９５年，则尸＝ｆ压岛?ｃｏｓ妒?Ｒ?ｄ缈由乌＝Ｑｏ?ｃｏｓ（ｊ３妒）得：（３．２）Ｐ＝ｆ丘Ｑｏｃ。

并进行有限元阐明、优化设计和动力学仿真，同轴双输出行星齿轮减速器的低阶固有频率较高。

可用于求解振动系统的时域响应，论文的完成与其他师弟、师妹们的大力互助也是分不开的，１９９６，径向漫衍载荷的协力为Ｐ，高阶模态的影响可忽略不计，减速器其它部门回收四面体自由网格分别，以往难以解决的齿轮振动噪声问题，为了将有限元法与优化要领结合起来，则获得系统的自由振动方程。

市面上有很多大型的商业化集成软件可供选择，１９９４，容差Ｏ．０５ｍｍ１界说设计变量ｔｈ６＝７ｍｍ到９ｍｍ，容差０．０５ｒａｍ１界说设计变量ｓｉｔａ＝１０度到１５度。

对外啮合和内啮合齿轮进行有限元阐明时，部署方便，ｙ１弋爹日图３．４行星架偏载受力阐明Ｆｉ９３．４ √／褥－，，在对行星架进行静力有限元阐明时， ①计较所需的最小过盈量计较通报扭矩所需的最小结合压力 ’＾。

该要领可用于阐明系统在任意鼓励下的线性和非线性响应，张维屏．低落齿轮箱噪声的一种途径唧．东北工学院学报，与Ｐ成缈角位置的载荷密度为蜴，由于使用了Ｓｔｕｒｍ序列查抄，２００３年，杨素君，对刚度鼓励的计较多回收解析解法，求解方程（２．２６）可以获得输出轴的转速，由此可见，常用的齿轮误差处理惩罚要领有：用实测的误差数值暗示；用实测的误差曲线函数暗示；用傅里叶级数暗示；用简谐函数暗示，４５，但其阐明模型为简朴的壳体［６７１，回收零阶优化要领以体积最小为方针函数对同轴双输出行星齿轮减速器进行布局优化设计，阐明文件中可以包罗ＡＮＳＹＳ提供的任意分析类型，计较了包罗刚度鼓励、误差鼓励和攻击鼓励的齿轮内部动态鼓励，ｄｖ，功率损失小，通过活动学计算和功率流阐明，（７）：１１５－１１６ №口ｐ口口ｐ盯观∞Ｕ刁习钾习余伟炜，１９８７忉嘲罗宁，为中国船舶重工团体公司重庆清平机器厂某装置的改造而研发设计同轴双输出行星齿轮减速器，Ｌａｎｃｚｏｓ法是一种较新的要领。

（３）：２００－－－２０１梁晓光．行星齿轮减速器优化设计的数学模型啪．山西机器。

回收零阶优化要领对行星架和壳体零件进行优化设计，它引起啮合历程的大周期误差，１９９１：３３６６－３３７９簿刁＆Ｄ．Ｃｉｓｋｏｗｓｋｉ，＋ｇｅｔ，据我所知，表４，也可能反向，评价行星架部件受载后的位移场和应力场。

图５．９节点５４９５１的ｚ向振动加快度曲线Ｆｉｇ．５．９Ｔｈｅｖｉｂｒａｔｉｏｎａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎｅｌｌｒｖ∞ｏｆｎｏｄｅ５４９５１ａｔｚｄｉｒｅｃｔｉｏｎ５．２．５布局噪声预估将减速器动态响应计较所得的加快度频域响应曲线进行１／３倍频程处理惩罚，减速器齿轮传动系统的内部动态鼓励包罗两部门，太阳轮轴较长时易于传动。

另外“活动自由度”还可用于消除奇异性，０．１ｏｐｔｙｐｅ，布局简朴，求得系统模态参数。

考虑齿轮基体影响计较了斜齿轮啮合过程中瞬时啮合刚度变革率与轴向重合度之间的干系【３４】，别离成立在齿轮上界点、下界点及节点位置啮适时的齿轮副实体模型，获得最优设计方案，１９９７，计较表白。

以担保齿与齿之间能够依次平稳正确啮合，＞０，并进行模态阐明，布局简朴、紧凑，杨成云等．增速箱内部动态鼓励及系统振动响应数值仿真们．农业机械学报，ｔｈｅｃｏｍｍａｎｄｓｔｒｅａｍｃｏｍｐｉｌｅｄｔｏｅｓｔａｂｌｉｓｈｔｈｅｐａｒａｍｅｔｅｒｍｏｄｅｌ。

减速器输入轴和输出轴的转频远小于第１阶固有频率，Ｑ２）（５．１７）式中：【肘】，并介绍了ｂＤＥＡＳ中求解模型固有频率和固有振型的三种要领。

而差动轮系则可以按照载荷系数的变化自动调解输出转速来满足活动要求，假如满足ｌ■一Ｘｊ＿，制止反复的操纵历程，将ＳｏｌｉｄＥｄｇｅ软件成立的行星架部件实体模型导入ＡＮＳＹＳ软件，即删除所有载荷＊ｄｏ，同时，使输出转速ｎ，系统的固有频率和振型则主要取决于系统的惯性和弹性，发生振动和噪声，杨成云等．增速箱内部动态鼓励及系统振动响应数值仿真［Ｊ】．农业机械学报，再次计较总损失系数：ｙ嚣＝ｙ品＋ｙ是＋ｙ？最后计较总传动效率：（２．３３）仇㈣小削碟式中：，容差０．１ｍｍ！界说设计变量ｔｈ９＝－２ｍｍ到５ｍｍ。

最后。

１．３行星减速器动力阐明的海内外研究现状１．３．１齿轮系统动态鼓励计较齿轮传动系统作为一种弹性的机器系统，如表３．２所示，从而低落机器布局制造的本钱和重量，２００６ｐ叼博弈创作室．ＡＰＤＬ参数化有限元阐明技能及其应用实例Ｍ．北京：中国水利水电出版社，…ｃ“．。

另一方面通过静力阐明调解布局各部门的应力漫衍。

径向和轴向施加零位移约束；从动轮基体的切向、径向和轴向均施加零位移约束，夏伟等．斜齿轮传动中啮合攻击数值研究叨．机器传动，通过方案选择、布局设计、有限元强度计较、优化阐明、固有特性和动态机能仿真。

李润方传授也给以精心的指导和无私的辅佐，用Ｉ－ＤＥＡＳ软件预估了动态鼓励下齿轮箱的动态响应１５７】，轮齿误差可用半正弦函数暗示为ｅ（Ｄ＝ｅ０＋Ｐ，并进行虚拟装配，ａｏ——基准加快度。

上述文献中可以看出，陆卫杰．行星齿轮油膜浮动均载特性阐明【Ｊ】．机器工程学报。

模拟了行星齿轮传动的攻击载荷和动态应力［４０１，３４：９７３，１），无具体的误差数值。

在布局阐明中把一个持续的弹性体分别为有限个单位，提出了动态鼓励的数值模拟要领，本人授权可以将学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索。

因此有须要在布局设计的历程中对布局进行静力阐明，按照文献【１９】，啮入攻击对齿轮啮合历程的影响较大，：吼（ｏ）；％碱｝——模态振型向量，ＨａｒｕｏＨｏｕｊｏｈ等将动态鼓励考虑为齿轮啮合刚度的变革部门与轮齿综合误差的乘积。

图中隐去了外输出轴以清晰显示前后壳体的阐明功效，１９９５年，是以位移形式参加系统鼓励的，２２６（３）：４６９－４９２【５４】朱才朝，设计公道的布局使输入功率不发生关闭功率而能高效地输出，４．１．２优化设计历程与步调ＡＮＳＹＳ软件提供了两种方法来进行优化设计：批处理惩罚要领和ＧＵＩ交互式地完成，宽度为ｔ，ｔｈｅｐｒｅｌｉｍｉｎａｒｙｖａｌｉｄｉｔｙｏｆｓｐｅｃｉｍｅｎｍａｃｈｉｎｅｖｅｒｉｆｙｔｈｅｏｆｍｏｖｅｍｅｎｔ．ｒｏｏｔ２）ＴｈｅｃｏｎｔａｃｔｓｔｒｅｓＳｏｆｔｏｏｔｈｐｒｏｆｉｌｅａｎｄｔｈｅｂｅｎｄｉｎｇｓｔｒｅｓｓｏｆｇｅａｒｉｎｔｈｅＦＥｅｘｔｅｒｎａｌａｎｄｉｎｔｅｒｎａｌｍｅｓｈｉｎｇｇｅａｒｓａｒｅｃａｌｃｕｌａｔｅｄｂｙｕｓｉｎｇｔｈｅｅｌａｓｔｉｃｃｏｎｔａｃｔｍｅｔｈｏｄ．ＴｈｅｓｅｓｔｒｅｓｓｅｓａｒｅａｐｐｒｏｘｉｍａｔｅｌｙｅｑｕａｌｏｆＡＮＳＹＳｉｓｗｉｔｈｔｈｅｒｅｓｕｌｔｓｏｂｔａｉｎｅｄｂｙａｎａｌｙｔｉｃｓｈｅｌｌｆｏｒｍｕｌａｓ．ＴｈｅＦＥｓｏＲｗａｒｅｕｓｅｄｔｏａｎａｌｙｚｅｔｈｅｓｔｒｅｓｓａｎｄ￥ｔｒａｉｎｏｆｔｈｅＩＩＩ重庆大学硕士学位论文ｐａｒｔｓａｎｄｐｌａｎｅｔｃａｔｔｉｅｒｐａｒｓｏｆｐｒｏｖｅｔｈａｔｔｈｅｐｌａｎｅｔａｒｙｓｔｒｅｎｇｔｈｒｅｄｕｃｅｒｕｎｄｅｒｎｏｎ－ｕｎｉｆｏｒｍｌｏａｄ．Ｔｈｅｒｅｓｕｌｔｓａｎｄｓｔｉｆｆｎｅｓｓ．ｒｅｄｕｃｅｒｈａｓｅｎｏｕｇｈ３）ＵｓｉｎｇｂａｓｅｄｐｒｏｇｒａｍｔｈｅＡＮＳＹＳｐａｒａｍｅｔｒｉｃｄｅｓｉｇｎｉｓｌａｎｇｕａｇｅ（ＡＰＤＬ），ｌ，对同轴双输出行星齿轮减速器进行模态阐明时，为此本文应用ＡＮＳＹＳ软件对形状不规则且优化潜能最大的行星架和前后机壳进行优化阐明，２００３年，并委托清平机器厂加工，对同轴双输出行星齿轮减速器进行有限元网格分别时，齿轮系统动态鼓励是研究齿轮系统动态特性的重要参数，此时与和只均作为输入功率流向输出构件Ｂ，此方案的特点为定转速传动。

（１１）：３０－．－３５嗍嗍肖铁英，ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ产ｂｏｍｅｎｏｉｓｅｐｒｅｄｉｃｔｉｏｎ，假如关闭型差动轮系设计得不公道，它使齿轮振动噪声的研究事情迈向了新的阶段，０．１ｏｐｖａｒ，；个中，即月为输入功率。

即伊（力）－：（Ｏ｝。

颜海燕．线外啮合齿轮传动啮合刚度计较ｍ．机器传动，对刚度矩阵、阻尼矩阵没有非凡要求，www.heyeme.com，——齿轮３的齿数；占——重合度；丘——啮合摩擦系数，图２．４差动型同轴双输出行星齿轮减速器实体模型Ｆｉ９２．４ＴｈｅｓｏｌｉｄｍｏｄｅｌｏｆｄｉｆｆｅｒｅｎｔｉａｌｃｏａｘｉａｌｐｌａｎＣｍｒｙｇｅａｒｒｅｄｕｃｅｒｗｉｔｈｄｕａｌｐｏｗｅｒｏｕｔｐｕｔ１６２同轴双输出行星减速器活动学阐明及布局设计２．２．３受力阐明及强度校核 ①受力阐明图２．４所示减速器各齿轮和行星架受力环境如图２．５所示，ａｌｌ，重点研究由齿轮时变啮合刚度、齿轮传动误差和啮合攻击所引起的内部鼓励，ＳｏｌｉｄＥｄｇｅ设计软件提供了强大的设计成果，前机壳、后机壳和外输出轴的应力均远远小于质料的屈服极限，ｄｖ，其扭矩载荷与输出转速有关，它比Ｇｕｙａｎ法和ＳＶＩ法长处要多一些，对付几许偏心，（ａ）时域曲线（ａ）Ｔｉｍｅｄｏｍａｉｎｃｎｌ＇ｖ＠（ｂ）频域曲线（ｂ）Ｆｒｅｑｕｅｎｃｙｄｏｍａｉｎｃｕｒｖｅ图５．７节点５４９５１的ｚ向振动位移曲线Ｆｉｇ．５．７ＴｈｅｖｉｂｒａｔｉｏｎｄｉｓｐｌａｃｅｍｅｎｔｃＩｌｆ、懈ｏｆｎｏｄｅ５４９５１ａｔｚｄｉｒｅｃｔｉｏｎ５同轴双输出行星齿轮减速器固有特性与动态响应阐明（ａ）时域曲线（ａ）Ｔｉｍｅｄｏｍａｉｎ（ｂ）频域曲线ｃｕｒｖｅ（ｂ）Ｆｒｅｑｕｅｎｃｙｄｏｍａｉｎｃｕｒｖｅ图５．８节点５４９５１的Ｚ向振动速度曲线ｚＦｉｇ．５．８Ｔｈｅｖｉｂｒａｔｉｏｎｖｅｌｏｃｉｔｙｃｕｒｖ∞ｏｆｎｏｄｅ５４９５１ａｔｄｉｒｅｃ６０ｎ（ａ）时域曲线（ｂ）频域曲线（ａ）Ｔｉｍｅｄｏｍａｉｎｃｕｒｖｅ（”ＦｒｅｑｕｅｎｃｙｄｏｍａｉｎＣＵＩ＇Ｖ（，使所获得的函数近似值能按给定的精度接近函数的精确解，成立了一个３自由度的转子一轴承非线性动力学模型，容差０．２５ｒａｍ３１界说应力状态变量ｓｔｒｓ＝０到４０ｍｐａ１界说Ｘ位移状态变量ｄ０墩＝ｏ到０．４ｍｍ１界说Ｙ位移状态变量ａｏｆｙ＝０到０．４ｍｍ１界说ｚ位移状态变量ｄｏｆｚ－－０到０．０６ｍｍ１界说设计变量ｔｈ７＝０．５ｍｍ到１８ｍｍ。

１２（４）：２７０－－２７４林腾蛟，对弹性轴上斜齿轮对的振动进行了阐明，１９９６，重庆大学硕士学位论文㈨㈨㈨“㈨１ｎｎ㈨Ｗ √√ｆＪｆｆ州Ｖ√ＶＩｆ十ｆＪＪ＿ⅣＩ十Ｖｆ（ｂ）内啮合ＣＯ）Ｉｎｔｅｒｎａｌｍ∞ｈｍｇ图５．６轮齿传动系统动态鼓励曲线Ｆｉ９５．６Ｔｈｅｄｙｎａｍｉｃｌｏａｄｃｕｒｖｅｓ（ａ）外啮合（ａ）Ｅｘｔｅｒｎａｌｍｅｓｈｉｎｇｏｆｇｅａｒｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｓｙｓｔｅｍ５．２．４动态响应阐明在Ｉ－ＤＥＡＳ动态响应模块中，图３．１２～３．１４别离给出了壳体部件的综合位移、等效应变和等效应力云图，寻求最佳布局尺寸，设计高机能的同轴双输出行星齿轮减速器已刻不容缓，按照有限元动力阐明理论，２…一’ ｌｈｊ（Ｊ）＝ｈｊ（ｘｚ、屯、．－?‘）＝０【ｚ＝Ｉｘ，他们始终支持我，通过活动学计较和功率流阐明，但由于该行星减速器是直齿轮传动，本文回收三维弹性接触有限元法计较各对齿轮从啮入到啮出整个历程的接触力及接触变形，而且载荷分派受加工和装配误差的影响较小；而当行星齿轮个数大于或便是４时，张建云等基于ＩＳＯ尺度用抛物线拟合单齿副啮合刚度，只能通过理论计较获得动力学参数，ＣｏｍｐｕｔａｔｉｏｎａｌＭｅｃｈａｎｉｃｓＰｕｂｌｉｃａｔｉｏｎｓ，（５）成立了同轴双输出行星齿轮减速器的有限元动力阐明模型，回收曲线拟合的要领，说明行星架的优化功效可行，Ａ．Ｂａｊｅｒ等基于动力接触／冲击问题有限元法，（３）回收太阳轮和行星轮均浮动的均载机构，可得各阶固有频率及对应的固有振型，这对付诸如行星齿轮减速器庞大布局会有较大的误差，主动轮和被动轮各啮合轮齿的变形别离为艿叫Ｏ＝１，给以我勉励和信心，在齿轮系统的设计阶段，为了便于评价行星架部件的应力应变，ｄｖ，有只＝一只，Ａ。

可以用ＯＰＳＵＢＰ呼吁设定最多循环几多次退出，首先通过界说和随机生成的步伐发生置组设计变量，求得方针函数的极值，拆装方便，并比力了它们的特点【４飞在此基本上，即可获得各计较点加快度级１／３倍频程布局噪声值，Ｑ：的位移向量、速度向量和加快度向量；５同轴双输出行星齿轮减速器固有特性与动态响应阐明ｆＰＯ）｝；。

６（４）：２５７－２６０刘佳才．低噪声柴油机根基布局参数的选择们．内燃机学报，对付仅需部门模态解的大型布局问题，３）齿轮啮合攻击鼓励计较要领用通例要领很难定量确定啮合攻击鼓励，０．１ｏｐｖａｒ，布局噪声最大值均呈此刻４０００Ｈｚ频率段（３５７５Ｈｚ＾４５００Ｈｚ）处，本文回收ＵＧＳ公司的Ｉ．ＤＥＡｓ ①模态阐明观念布局在自由振动时所具有的振动特性叫做模态，２８４０００１２４．２４００６１．３６５０００１１８．２５００６４．５５６３００７８．６６６３０９０．６６８０００７９．１６频率（ＨＺ）ｄＢ表５．４行星减速器节点５４９５１的Ｚ向加快度级１／３倍频程布局噪声Ｔ曲ｌｅ５．４Ｔｈｅａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎｌｅｖｅｌｓ乜＇ｕｃｔｕｒｅ－ｂｏｒｎｅｎｏｉｓｅｉｎｏｎｅ－ｔｈｉｒｄｏｃｔａｖｅｂａｎｄｓ频率（ＨＺ）ｄＢ６３６２．８５８００７７．６４８０６２．８７１０００９４．８５１００６４．１４１２５０７６．０７１２５６４．１７１６００８５．５９１６０６５．９７２０００９７．２８２００６７．３０２５００１１２．９２５０６８．４０３１５０１１０．９３１５６９．７９４０００１３０．９４００７０．８ｌ５０００１２４．９５００７２．０２６３００９３．０４６３０７９．５８８０００９１．６９频率（ＨＺ）ｄＢ５同轴双输出行星齿轮减速器固有特性与动态响应阐明５．３本章小结（１）从布局模态阐明理论出发，ｔｈｅｎｔｌ∞＝吼＊ｃｏｓ（１．５＊ｎｙ（ｋ））＊ｅｌｓｅｔｌ∞＝ｏ＊ｅｎｄｉｆ＊ｅｎｄｄｏｓｆｆｕｎ，实现了参数化有限元阐明的全历程【７一，４．２．１行星架优化设计应用ＡＮＳＹＳ软件对行星架进行优化设计时，。

答允论文被查阅和借阅，２１迭代：迭代公式为，凡是，５３，４８，来考虑各个零件的制造安装误差和变形对行星轮间载荷漫衍不均匀的影响，对行星齿轮传动的承载能力、可靠性、效率、圆周速度、体积和重量等技能和经济指标提出了愈来愈高的要求【３１，ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｄｅｓｉｇｎ。

，本文应用ＡＮｓＹｓ有限元阐明软件中的优化设计模块对同轴双输出行星齿轮减速器进行优化设计，再在各对轮齿啮入点对应时刻加上攻击鼓励的均方根值，６（ｍ／ｓ２），Ｑ：的质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵；石（ｆ），２０００年。

从布局的形状优化角度。

只有建设了参数化的阐明流程才气对个中的设计参数执行优化改造， ②用弹性接触有限元法计较外啮合和内啮合齿轮副的齿面接触应力和齿根弯曲应力，公道选择方案，以实现内外输出轴间的径向支承，关闭功率流可以通过齿数分派原则控制在最小限度０４１，岩（ｆ），按照力矩平衡条件当该机构速度进行调理时满足如下方程：ＭＩ＋Ｍｌ＋ＭＨ＝０（２．２１）＃手蟹手绔＝０联立式（２．１１）一（２．１３），由于同轴双输出行星齿轮减速器需要满足外廓尺寸、重量、传动效率、自平衡等使用要求以及振动、噪声等动态机能指标，另一部门作为定轴轮系的输入功率又流回Ａ轴，优化设计，优化结束循环，大概编写常常重复使用的成果小措施。

它是一种积分法，尤其当“主自由度”数目及位置选择恰其时尤为明显，Ｔ．Ｉｍａｊｏ．Ｎｏｎ－ｌｉｎｅａｒｄｙｎａｍｉｃｌ＇ｌ＝ｓ｜ｃｌｏｎＢｅｏｆａｍｏｄｅｌｉｎｇａｎｄｅｘｐｅｄｍａｎｔａｌｃｏｍｐａｒｉｓｏｎｓ［Ｊ］．ＪｏｕｒｎａｌｏｆＳｏｕｎｄａｎｄＶｉｂｒａｔｉｏｎ，罗宁等对一种用流体作为均载介质的全关闭液压联动多行星轮均载机构作了阐明，内齿圈（齿轮３）和行星架Ｈ为输出构件，２‘＋ｈ］巳岫＝‰丢［等筹叱］（３．７）＠鼬式中：岛，开发了三维攻击／动力接触有限元阐明措施，许焕军．热胀联接中的过盈量计较实例阐明叨．机器工程师，求解式（５．３），ｚＨ别离为方针函数、设计变量第．。

ｓｉｎ（瓜／（疋）＋伊）式中：Ｐ（ｆ）——轮齿的齿形误差和基节误差；（５．１６）ｅｏ、ｅ——轮齿误差的幅值和常值，回收有限元法精确模拟齿轮的刚度鼓励和啮合攻击鼓励，它在界限条件设置中要插手“活动自由度”，我们就可以用通例的要领求解，李百宁，沈荣滋，强度足够，将问题简化到这组自由度上，由设计变量形成，在时间域上把响应的时间过程离散为各时间步长的开始端和结束端的值，）ｔｔｌｋ＝ｌ（４．３）式中：酪一设计变量的组数；｜ｊｌ耻）——由有限元算出的第Ｋ组设计变量对应的日值；日（”——由近似算法得出的第Ｋ组设计变量对应的日值；形仕）——第足组设计变量的权，最低阶固有频率为３６８．３６Ｈｚ，２００２年，．Ｓｉｎｇｈ．Ｎｏｎ－Ｉ／ｎｅａｒＤｙｎａｍｉｃｏｆａＳｐｕｒＧｅａｒＰａｊｒｔＪ］．ＪｏｕｒｎａｌｏｆＳｏｕｎｄａｎｄＶｉｂｒａｔｉｏｎ，在数学上用多自由度的非齐次常微分方程来暗示，具有体积小、重量轻等长处，１９８６呻叫邵晓荣．齿轮制造及安装误差对行星齿轮均载系数的影响叨．东北重型机器学院学报，各行星轮在圆周上应均匀漫衍或对称漫衍， ②在ＡＮＳＹＳ数据库里成立与阐明文件中变量相对应的参数，啮合历程中同时参加啮合的轮齿对数随时间作周期变革，…，３６（６）：７９．＇－８１［５７】ＺＴａｏ。

静力阐明包罗线性和非线性阐明。

ｄｉｆ３，执行下面的呼吁！数组ｔｌ的值为零！结束条件语句！结束变量ｋ的循环语句！施加按函数ｔｌ（１）变革的载荷１施加值为０的载荷。

然后再从能量道理出发成立起整体控制方程，倘使零件加工后安装的实际过盈量为瓯＝华＝Ｔ０．０５４＋０．０９７＝０．０７６一 ‰＝０．０３６＋０．０６１＝Ｏ．０９７ｍｍ＜０．３９７ｍｍ联立式（３．７）和式（３．８）计较过盈发生的装配压力Ｐ：——Ｆ—————＿：——，互不过问干与不然将发生啮入攻击或啮出攻击，但在实际的行星齿轮传动布局中，王延荣．行星轮系动态特性阐明［月．航空动力学报。

王泽林．２Ｋ－Ｈ型行星齿轮减速器优化设计及其ＣＡＤ系统明．中国农业大学学报，凡是用于无阻尼振动系统或具有比例阻尼的振动系统，就是结构一种近似的递推求解格局，假如Ｂ＜只，www.heyeme.com，表４．４为壳体优化前后的位移、应变、应力及体积，一１亿∽ （２．１３）露２赢晶 ‘３一右陀６１（２．１６）重庆大学硕士学位论文综合式（２．１０）、（２．１５）、（２．１６）计较得： …ｎ彳勰赫簪． ②功率流阐明Ｐ３－－－－ＡＨ司礁鬟群日＝一（Ｂ＋晶）眨㈣由式（２．１０）和（２．１７）可以知道日?与＜０，用ＡｕｔｏＣＡＤ软件绘制了范例的同轴双输出行星齿轮减速器工程图纸，２１３同轴双输出行星齿轮减速器静力有限元阐明３同轴双输出行星齿轮减速器静力有限元阐明３．１静力有限元阐明要领有限元法的基本是布局离散和分片插值， ③动态鼓励数值模拟对付该行星减速器的原动机及负载比力平稳，除了ＡＮＳＹＳ自己自带的零阶要领和一阶要领两种优化要领外，而减速器的第二十阶固有频率４３３５．５８Ｈｚ还小于齿轮传动的啮合频率４５００Ｈｚ，王旭东师兄也给我提供了许多无私的辅佐。

内齿圈与行星架的转速可正可负， ⑧查察设计序列功效和后处理惩罚，通过引入总等效鼓励误差，行星架部件的径向位移和轴向位移相对较小，常山等按照有限元柔度矩阵法，可以进一步进行优化设计，２００３年，因此比力适合于精确的优化阐明，钱安．关闭３Ｋ行星传动中不发生循环功率流的布局阐明册．华东船舶家产学院学报，由齿轮、轴、轴承、行星架及壳体等零部件构成，２００３年，２００２年。

６）均载装置应具有必然的缓冲和减振机能，ｒｅｓｐｏｎｓｅａｎａｌｙｓｉｓ，其巨细为Ｂ，徐振忠。

１４４（３）：４６９－５０６［５２】ＧＷ．Ｂｌａｎｋｅｎｓｈｉｐ。

容易维护，ａｎｄＭｅｃｈａｎｉｃａｌＳｙｓｔｅｍｓ，＝１５６７ｘ２０％×ｃｏｓ３０，１５（３）．－４２，容许最大结合压力为另一：—１－—（ｄ－２／ｄ）２式中：％——后机壳的强度极限，２００３，总的分为单步法和多步法，给出了直接积分法求解动力接触问题时的修正公式，表３．２行星架部件有限元阐明功效Ｔａｂｌｅ３．２ＴｈｅＦＥＡｒｅｓｕｌｔｓｏｆｐｌａｎｅｔｃａｒｒｉｅｒｐａｒｔｓ综合位移径向位移位移（ｍｍ）切向位移轴向位移等效应变０．２８０５Ｏ．００１６０．２８０５Ｏ．０１１９０．３９９０．２４４－０．３２４４３．８９３２２．２６８－２８．５２７应变（×１０．３）第一主应变第三主应变等效应力应力（ＭＰａ）第一主应力第三主应力图３．７行星架部件有限元模型Ｆｉ９３．７ＴｈｅＦＥｍｏｄｅｌｏｆｐｌａｎｅｔｃａｒｄｅｒｐａｒｔｓ重庆大学硕士学位论文图３．８行星架部件的综合位移Ｆｉ９３．８Ｔｈｅｄｉｓｐｌａｃｅｍｅｎｔｖｃ℃ｔＯｌ＂ｓｕｍｏｆｐｌａｎｅｔｃａｒｒｉｅｒｐａｒｔｓ图３．９行星架部件的等效应变Ｆｉ９３．９ＴｈｅＶｏｎＭｉｓｅｓｔｏｔａｌＳＵ＇ａｉｌＩｏｆｐｌａｎｅｔｃａｒｒｉｅｒｐａｒｔｓ３同轴双输出行星齿轮减速器静力有限元阐明图３．１０行星架部件的等效应力Ｆｉ９３．１０ＴｈｅＶｏｎＭＪｓｅｓｓｔｒｅｓｓｏｆｐｌａｎｅｔｃａｒｒｉｅｒｐａｒｔｓ３．４壳体部件静力有限元阐明同轴双输出行星齿轮减速器的壳体由前机壳和后机壳构成，将各行星轮轴通过液压管路组成关闭的联动系统。

１２（３）：３５４－３５７张志慧，不只可以实现减速器体积小、重量轻、效率高档综合机能要求，容差０．０５ｍｍ１界说设计变量ｒｌｇ＝－５０ｍｍ到５３ｒａｍ，以模态参数为方针。

用振型矩阵或正则振型矩阵通过正交性调动，所以齿轮啮合刚度是时间的函数。

相应地与系数矩阵有关的运算就得从头进行，城市以必然的形式反应在齿距误差５９重庆大学硕士学位论文和齿形误差对齿轮振动噪声的影响上，目前只在数控机床长进行了跑合试验，回收有限元法阐明了直齿轮副差异转速、转矩下的动力响５重庆大学硕士学位论文应【删。

一般说来，／／泌 ’７寥Ａ一％印％Ｔｈｅｎｏｎ－ｕｎｉｆｏｒｍｌｏａｄａｎａｌｙｓｉｓｏｆｐｌａｎｅｔｃａｒｄｅｒ对各行星轮所受的切向力进行剖析与合成，验证了差动型同轴双输出行星减速器的活动正确性。

界说了６个设计变量，２００５，荷重．，还需要在相应位置施加内啮合发生的径向力；外输出轴右端施加由于外输出轴螺旋桨旋转发生的轴向推力，Ｑ—９１，则齿轮１所受的切向力、径向力、轴向力别离为：五’２９５５０爿／啊Ｅ＝互ｔｇａ／ｃｏｓｆｌ２２０００ｒ：／盔（２．２８、只＝ＦｔｔｇｆｌＥ式中：口——法面压力角；口——螺旋角，得出了减速器固有频率和固有振型，输入功率能由几路配合分管、通报，ｄｏｆｘ，ｄｉｆｌ，并设计实验台对解法的有效性进行了验证【５２１。

最大切向位移为０．２８０５ｍｍ。

其幅值与载荷及转速无关，最大限度地操作质料。

对付行星齿轮传动装置载荷分派的研究，俾（ｆ）），成立了可靠性优化设计数学模型，求解线性代数方程组就可以获得布局的位移场及应力场，ｆｎ一科Ｌ齿轮１童＾，整个网格模型共计１２４５２３个单位，单对齿啮合区的上界点处是发生最大弯矩的感化点，饶振纲也对均载装置作了进一步的研究【ｌ】，运用各类优化要领，因此齿轮的设计满足强度要求，为了便于后续动态分析时施加动载荷，振型叠加法是通过求解模态方程取得模态响应，ｎ）和如Ｏ＝ｌ。

小号瓯唼一专式中：（２．２９）ｆ２．３０）ｚ，因此研究齿轮啮合过程中动态鼓励的根基道理，得出的结论可以大大简化设计事情１１５】；同年曹焕亚等提出了在设计关闭３Ｋ型行星传动时如安在不发生循环功率流的前提下来确定原始机构及关闭机构类型，ａｎｄｔｈｅｆｉｎｉｔｅｅｌｅｍｅｎｔ（ＦＥ）ａｎａｌｙｓｉｓ，２００５年。

设计参数（螺旋角、重合度、齿圈截面），２７（增刊）：６８－６９嘶∞哪ＣｈｉｅｎＨｓｉｎｇＬｉ。

跟着近代家产技能的高度成长，取偏载系数为蚝＝１．２０。

ｎＣＺＯＳ法会给出提示信息。

ｏｂｊ，３同轴双输出行星齿轮减速器静力有限元阐明由表３．２及图３．８，杜雪松。

本文对同轴双输出行星齿轮减速器进行模态阐明以确定减速器整体的固有频率和固有振型等振动特性，为了确保布局的可靠性，ｔｈｅｒｅｓｅａｒｃｈｅｒｓｌａｙｅｍｐｈａｓｉｓｏｎｔｈｅｃｏａｘｉａｌｐｌａｎｅｔａｒｙｇｅａｒｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｗｉｔｈｄｕａｌｐｏｗｅｒｏｕｔｐｕｔｎＯＷｄｕｅｔｏｔｈｅｕｎｉｑｕｅｓｔｒｕｃｔｕｒａｌｓｔｙｌｅ．Ｔｈｅｔｅｃｈｎｉｃａｌｒｅｑｕｉｒｅｍｅｎｔａｎｄｅｃｏｎｏｍｉｃａｃｃｏｒｄｉｎｇｉｎｄｉｃａｔｏｒｏｆｔｈｅｔｈｅｐｌａｎｅｔａｒｙｇｅａｒｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎａｒｅｏｆｍｏｄｅｒｎｉｎｄｕｓｔｒｉａｌｂｅｃｏｍｉｎｇｅｖｅｎｈｉｇｈｅｒｔｏｈｉｇｈｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ．Ｔｈｅｒｅｆｏｒｅ，０．０５ｏｐｖａｒ。

并提出了求解要领【３０】，但在设计阶段只有精度要求，容差０．０５度１界说设计变量ｔｈｌＳ＝１３ｍｍ到１６ｒａｍ，高桥崇，假如弓＞只，由此，考虑到优化精度及计较机的计较能力等因素。

到达均载浮动的效果，７个状态变量，认为迭代收敛。

因此，均载构件应能以较小的自动调解位移量赔偿机构存在的制造误差，Ｃｈｉｅｎ－ＨｓｉｎｇＬｉ等成立了一个由Ｉ．ＤＥＡＳ尺度和ＡＢＡＱＵＳ尺度及其它多种软件构成的可以用于前处理惩罚、数值求解器和优化设计的有限元分析及优化设计批处理惩罚模块，齿轮的误差和受载弹性变形，容差０．２５ｒａｍ３１界说应力状态变量ｓｔｌ＇８－＝０到４０ＭＰａ１界说ｘ位移状态变量ｄｏｆｘ＝０到０．０５ｒａｍ１界说Ｙ位移状态变量ｄｏｒｙ＝０到０．０５ｍｍ１界说Ｚ位移状态变量ｄｏｆｚ－－＝ｏ到０．０５ｍｍｏｐｖａｒ，且使载荷漫衍不均匀性系数值最小。

同时还要求在事情历程中发生较小的不服衡力矩，能较好地赔偿制造和装配误差及元件的变形，下一步将模拟实际事情情况对减速器进行机能查核试验。

再将各阶模态响应加权叠加获得布局的动力响应，１９（５）：６３～６５王旭东．船用齿轮箱振动阐明及布局噪声预估【硕士学位论文】．重庆：重庆大学，２００２年，体积减小了４３％，岩（ｆ），可以选用图２．１（ａ）的方案，Ｂ、晶为输出功率，（２）用弹性接触有限元法计较了同轴双输出行星齿轮减速器外啮合和内啮合齿轮副的齿面接触应力和齿根弯曲应力，取ｐ＝Ｏ，为发动机的低噪声设计打下了基本嗍，ＡＮＳＹＳ措施运用阐明文件结构循环文件从而进行循环阐明，因此研究齿轮啮合历程中动态鼓励的根基道理。

目前对该减速器的研发设计仍存在较大的坚苦，１）。

Ｌｉｕｏｎ【２】ＬｉｎＴｅｎｇｊｉａｏ，凡是，其传动比等参数就能确定。

５０，由此可见，差异布局型式所通报的功率范畴、外廓尺寸和重量的巨细、效率的崎岖和答允传动比数值相差很大，ｄｏｆｙ…ＳＶｏｐｖａｒ，目前，好比，ｎｍａｘ，然后就设计要求对阐明功效进行评估，５同轴双输出行星齿轮减速器固有特性与动态响应阐明 ①齿轮啮合动态鼓励机理齿轮啮合动态鼓励是齿轮系统发生振动和噪声的根基原因。

市场的竞争越来越猛烈，Ｊｕｌｙ３－６，２６７：１０６５－１０８４【４９】ＹｕａｎＨ．Ｇｕａｍ，孙智民等用石川法计较了关闭行星齿轮振动系统受周期性变革的齿轮啮合刚度【３６】；同年刘景军等改进了梅泽清彦斜齿轮振动模型，是设计变量的函数；ｚ——设计向量。

求解出齿轮箱体外貌的振动和噪声发射１６５］，０９。

同时在轴承与后机壳间装平垫及碟形弹性垫圈，ｔｈ６，研究了低落齿轮箱噪声的途径［６ｑ，｛戈（ｆ））——节点位移、速度、加快度向量：伊（ｆ））——鼓励力向量。

即Ｆｐ）＝△后（ｆ）?Ｐ（ｆ）＋ｓ（ｆ）式中：ＦＯ）——总鼓励力； △七（ｆ）——啮合刚度的变刚度部门；Ｓ（ｆ）——攻击鼓励力，其特征值、特征向量求解精度高，实现指定的活动要求，表５．１行星减速器的前２０阶固有频率模态阶数固有频率（Ｈｚ）模态阶数固有频率（Ｈｚ）模态阶数固有频率（Ｈｚ）１３６８．３６８１７８１．２２１５３０５８．３４２３６８．４０９１７８１．４７１６３５４０．６３３６７３．１４１０１９０６．３ｌ１７３５４３．３０４６７３．４８１１２０７５．６４１８４１１５．１９５１０３９．２３１２２３１１．３ｌ１９４１１６．１３６１０３９．５７１３２３１１．６８２０４３３５．５８７１７５４．８２１４２５６０．２７５同轴双输出行星齿轮减速器固有特性与动态响应阐明图５．２行星减速器的前１０阶固有振型Ｆｉ９５．２Ｔｈｅｌｌｏｒｌ３“ｍｏｄｕｌｅｏｆｐｌａｎｅｔａｒｙｒｅｄｕｃｅｒｆｒｏｍｌｅｖｅｌｌｔｏｌｅｖｅｌ１０５５重庆大学硕士学位论文图５．２（续）行星减速器的前１０阶固有振型Ｆｉ９５．２（ｃｏａｄｎｕｅＡ）Ｔｈｅｎｏｒｍａｌｍｏｄｕｌｅｏｆｐｌａｎｅｔａｒｙｒｅｄｕｃｅｒｆｒｏｍｌｅｖｅｌ１ｔｏｌｅｖｅｌ１０计较功效表白，３３，壳体部件的径向位移和轴向位移相对较小，也更热烈， ①担保两太阳轮和系杆转轴的轴线重合，因只有一个独立活动输入，跟着近代家产技能的高度成长，Ａ．Ｋａｈａｍａｎ等探讨了直齿轮的非线性动力学行为，因此后机壳除了蒙受齿轮啮合发生的径向力、切向力外。

位移约束施加方法为：将壳体阁下两端的四点角接触球轴承和深沟球轴承支撑处施加径向零位移约束；左端四点角接触球轴承与前机壳共同端面施加轴向零位移约束；外输出轴与螺旋桨的共同外貌施加切向零位移约束，最大切向位移为０．２４８３ｍｍ，徐张明等操作有限元和间接界限元的声振耦合方程同时计较布局外貌的振动和相应的辐射声场，应用较为遍及，此举尤其在关闭型的差动轮系中显得更为重要，操作ＳｏｌｉｄＥｄｇｅ软件对行星齿轮减速器进行三维造型设计和虚拟装配，ｇ＋∑∑白置＿，该文件必需包罗整个阐明的历程，ＡＰＤＬ是ＡＮＳＹＳ批处理惩罚阐明的重庆大学硕士学位论文最高技能，仍使各行星轮的载荷漫衍不均匀，Ａ（ａ）ｆｏ）图２．１关闭型同轴双输出行星齿轮传动方案Ｆｉ９２．１Ｔｈｅｄｒｉｖｅｓｃｈｅｍｅｓｏｆｃｌｏｓｅｄｃｏａｘｉａｌｐｌａｎｅｔａｒｙｇｅａｒｔｒａｉｎｗｉｔｈｄｕａｌｐｏｗｅｒｏｕｔｐｕｔ ④传动等到功翠计较定轴部门传动比计较：护‰＝詈一差差动部门传动比计较：壕：旦血：一孕由图２．１（ｂ）可知：，本文在国２１绪论内外学者研究基本之上。

ｔｅｘｔｉｌｅ，该法合用于线性、小阻尼布局以及具有比例阻尼等有阻尼振动微分方程可以解耦的系统，武宝林等基于机器动力学理论和齿轮传动啮入攻击产朝气理，已成长了多种阐明或求解动态时间过程响应的要领，通过快速傅里叶调动（ＦＦＴ）可获得频域响应。

跟着计算机及软件技能的成长。

从而调解输出转速、转矩及功率等，计较功效与解析法相近。

王立华等针对齿轮系统时变啮合刚度和齿侧间隙耦合感化的具体特点，这种要领具有明显的优势。

不只优化设计必不行少，响应阐明。

（２）求解，图５．５给出了行星齿轮减速器外啮合齿轮副和内啮合齿轮副的轮齿啮入攻击鼓励曲线，姚俊红．齿轮传动中啮合攻击的理论阐明叨．机器科学与技能，并计较了拟周期门路的Ｌｉａｐｕｎｏｖ指数‘捌。

表５．２￣表５．４为同轴双输出行星减速器前端盖凸台外貌（节点５４９５１）各偏向的加快度级１／３倍频程各频率段的布局噪声值。

容差Ｏ．１ｍｍ！界说设计变量ｔｈ４＝１６ｍｍ到２０ｍｍ，在优化设置部门。

从而淘汰产物设计历程中的人力耗损，设计向量的荟萃为设计空间Ｒ，２０００年。

运用参数识别要领。

呈此刻内输出轴上，２１（１）：１￣３ ∞阱瞵刘晓星。

往往将齿轮的误差剖析为齿距误差和齿形误差两种形式，王菊，因此本文以差动型行星传动方案为主选方案，除了优化配齿外，两者功效相近，壳体优化后的位移、应变和应力如图４．８～图４．１０所示，回收太阳轮和行星轮同时浮动的均载机构，设通报到内齿圈３、行星架Ｈ上的两分功率别离为只、易，公道地部署破碎机构的构件，个中行星架分别为四面体实体单位，如Ｍｓｃ／ＮＡｓＴＲＡＮ，图４．７为壳体优化前的综合位移、等效应变及等效应力云图，２０００：２７５－２８０陋即林腾蛟。

以ＡＰＤＬ为基本可以开发专用有限元措施，５，Ｓ．Ｎａｒａｙａｎａｎ．ＢｉｆｕｒｃａｔｉｏｎａｎｄＣｈａｏｓｉｎＣｍａｒｅｄＲｏｔｏｒ－ｂｅａｒｉｎｇＳｙｓｔｅｍｂｙＩｎｃｒｅｍｅｎｔａｌｈａｒｍｏｎｉｃＢａｌａｎｃｅＭｅｔｈｏｄ［Ｊ］．ＪｏｕｒｎａｌｏｆＳｏｕｎｄａｎｄＶｉｂｒａｔｉｏｎ，石川二郎．游星齿车机构‘，４．１．３参数化有限元阐明技能ＡＰＤＬ（ＡＮＳＹＳＰａｒａｍｅｔｒｉｃＤｅｓｉｇｎＬａｎｇｕａｇｅ）是一种类似ＦＯＲＴＲＡＮ的解释性语言，为齿轮传动系统转速公道匹配以避开自振频率提供依据，内齿圈与行星架相对速度也不牢固，齿轮啮合的动态鼓励包罗内部鼓励和外部鼓励，陈立新等对齿轮箱振动与噪声的预估进行了研究，重庆华渝电气仪表总厂委托项目（２００５．１１￣２００５．１２）Ｍ油管圆螺纹螺纹参数变革与应力应变的干系研究，而与外部载荷无关，０．２５１界说方针函数为总体积ｔｖｏｌ，０．０５ｏｐｖａｒ，论文课题来源于厂校相助项目，若综合考虑齿轮的刚度鼓励和误差鼓励引起的鼓励力及齿轮啮合攻击引５同轴双输出行星齿轮减速器固有特性与动态响应阐明起的鼓励力，战晓红．行星齿轮减速器的设计们．煤矿机器，由各组功效得出总的加权最：ｊ、－－乘误差为：ｌ ‘ Ｅ２＝∑霹＝∑矿‘”（＿ｊｌ‘“一日‘”）２＝Ｓ（ａｏ， ③进入ＯＰＴ，１９９６，并进行了活动学计较和功率流阐明；应用ＳｏｌｉｄＥｄｇｅ软件对两种传动方案进行了布局设计和实体建模，将导致轮系中发生一部门不能输出而只能在轮系内部流动的功率流（称内功率流或关闭功率流），Ｊ．Ｓ．Ｃｈｅｒｔ等用解析法和有限元法阐明了啮合轮齿的齿面变形及齿面载荷漫衍【３１１：同年李剑锋等用有限元要领计较了考虑多齿对啮合、刚度差异以及界限效应时斜齿轮轮齿瞬时啮合刚度曲纠”，每积分一次，由此预估了法向粒子速度漫衍【６３】，以体积最小进行布局优化设计，ＡＢＡＱＵＳ，ｃｓｙｓ，是研究齿轮传动系统振动和噪声的首要问题。

逐步向前计较可获得给定的时间区间的全部解，行星架和壳体体积显著减小，若用齿轮联轴器支承输入构件，因此，用ＡＮＳＹＳ软件进行优化设计时，可以回收影印、缩印或扫描等复制手段生存、汇编学位论文。

并给出了不发生关闭功率流的判断要领【ｌ射，饶振纲在文献［１】中对选用均载装置提出了几点要求：１）均载装置在布局上应构成静定系统，运算快捷，并简朴清晰地列出了不产生循环功率流的关闭３Ｋ型传动布局类型的条俐１６１，０．１ｏｐｖａｒ，Ｓ．Ｍ．Ｖ日ａｙａｋａｒ，林老师严谨细致的治学态度、执着的求索精神和注重实效的事情态度将使我终生受益匪浅。

经过计较得出轴承寿命远远大于该减速器所要求的事情时间，并用齿轮联轴器支承输入构件。

饶振纲综合海内外的相关研究，各行星轮的受载不均匀对行星轮系传动机能的影响很大，能从浩瀚的设计方案中寻找到尽可能完善的或最为适宜的设计要领，ｔｈ３，计较获得ｑ曲＝０．０３０ｒａｍ；ｅ２ｍ＝０．０１６ｍｍ因此回收热胀联接所需的最小过盈量为氏ｈ＝ｑ曲＋吃ｎｔｎ＝Ｏ．０３０＋Ｏ．０１６＝ｏ．０４６ｍｍ ②计较最大容许过盈量担保后机壳不发生脆性粉碎和内齿圈不发生塑性粉碎，则吼，对付如图２．３所示的差动型行星齿轮传动方案。

淘汰能量损失，——共同面长度； Ⅳ——共同面摩擦系数，以…Ｌ）７若无外力感化，ｔｖｏｌ。

综上所述，当不行行解已持续呈现几多次就认为优化历程发散，假设齿轮从齿根到齿顶的误差为半正弦漫衍，ｄｏｆｚ…ＳＶ０．０５０．０５０．０５４０４同轴双输出行星齿轮减速器优化设计ｏｐｖａｒ。

＝；ｒｆ——时间；ｅ０正——齿轮的啮合周期，齿轮系统的其它因素对齿轮啮合和齿轮系统发生的动态鼓励，图５．１０给出了同轴双输出行星减速器前端盖凸台外貌（节点５４９５１）横向（ｚ向）的加快度级１／３倍频程布局噪声直方图，Ｉ）（４．１）、７重庆大学硕士学位论文式中：Ｆ（ｘ）——方针函数，然后进行优化阐明，与其它特征值问题求解要领～样，切向位移较大，关于齿轮动态鼓励及施加方法，具有遍及的应用前景。

６ｌ重庆大学硕士学位论文时间ｔ／ｍｓ时间ｔ／ｍｓ（ａ）外啮合（ｂ）内啮合Ｃｏ）Ｉｎｔｅｒｎａｌｍｅｓｈｉｎｇ（ａ）Ｅｘｔｅｒｎａｌｍｅｓｈｉｎｇ图５．３单对轮齿啮合刚度曲线Ｆｉ９５．３ＴｈｅｍｅｓｈｉｎｇｓｔｉｆｆｎｅｓｓＣＵＩ＇Ｖ∞ｏｆｅａｃｈｔｏｏｔｈｐａｉｒ２１齿轮误差解析计较要领在振动阐明中，为了防备优化历程在某些问题中不收敛。

对付振动噪声的预估研究，差动型同轴双输出行星传动方案不只能满足设计要求。

校核行星齿轮传动的各啮合齿轮副的齿面接触应力和齿根弯曲应力，为使各根基构件所受径向力平衡，模型中考虑了齿侧间隙、时变啮合刚度和转动轴承径向间隙，１８，充实发挥了行星传动的优越性【１２ｌ，１９９６年。

由于ＡＮＳＹＳ软件不能直接通过载荷呼吁施加余弦漫衍载荷，或当齿轮误差越大时，误差激励和啮合攻击鼓励三种形式，１９９６年。

海外很多学者从差异的角度，１９９６（８８）：５０１－５０８ｓｐｕｒｇｅａｒｐａ缸【４６】１ＬＧＰａｒｋｅｒ，１９９９，自动化水平较高，使各行星轮载荷均匀漫衍，图５．７～图５．９别离给出了同轴双输出行星齿轮减速器前端盖凸台外貌（节点５４９５１）横向（ｚ向）振动的时域和频域响应曲线。

ｎｏｄｅ。

在强度、刚度满足要求的前提下，必需进一步计较各零部件的强度及安详系数，方针函数与状态变量均可回收如下形式的拟合曲面方程：Ｈ＝‰＋∑ｑ‘＋ｙｂ。

若行星轴孔的半径Ｒ，因此在对壳体部件进行有限元阐明时，但是当内齿圈的转向确定后，秦大同，——轴承的转速；Ｚ——输出轴的转矩；ｎｅ——输出轴的转速；ｋ——彳亍星机构的轴承数目，学位论文作者繇扬石乡研签字日期．砷％聊日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解重庞太堂重庞太堂有关保存、使用学位论文的划定，（２．３４）１９重庆大学硕士学位论文２．２．４同轴双输出行星齿轮减速器道理样机布局设计完成后。

没有一种方法是普遍合用的，ｈ＝，安子军．关闭活齿传动的功率流阐明们．机器。

５）均载装置自己的摩擦损失应尽量小，ｌＳ５（５）：７４２－７６５［５３】Ａ．Ｒａｇｈｏｔｈａｍａ，保密（本学位论文属于）。

有利于载荷的均匀分派【９】。

别离回收自由网格分别和映射网格分别的要领对行星架部件进行有限元网格分别，｛ｘ），而结合各行业种种机器的需求成长，回收优化设计要领能有效提高设计效率和设计质量，增加了电机和减速器各自的维护难度，ＡＤＩＮＡ等等【７２１，即构件Ｂ无外载荷，优化功效表明，图２．７为减速器在数控机床上的试验图，得出减速器具有足够的强度和刚度，１９６５６个节点，［Ｃｌ， ②齿轮啮合动力学方程把齿轮传动简化成振动系统，到达了均载的目的，且使慨１１＝１，Ｚ。

扛（１， ⑤计较了包罗刚度鼓励、误差鼓励和攻击鼓励的齿轮传动系统内部动态激励。

１９８９。

ｌＩＩ＋Ｍ３码＝—Ｍ，，三个行星轮通过行星轴均匀安装在行星架上，有助于实时修改设计，关闭型的差动轮系由于能使输入功率分路传动（即所谓的功率分流）。

完成差动型同轴双输出行星减速器各零部件的三维设计，图５．１行星减速器有限元模态阐明模型Ｆｉ９５．１Ｔｈｅｆｉｎｉｔｅｅｌｅｍｅｎｔｍｏｄｅｌｏｆｍｏｄｅａｎａｌｙｓｉｓｏｆｐｌａｎｅｔａｒｙｒｅｄｄｅｒ ②行星减速器有限元模态阐明功效回收Ｉ－ＤＥＡＳ软件模态阐明模块中的Ｌａｎｃｚｏｓ法对同轴双输出行星齿轮减速器进行有限元模态阐明，通过编写ＡＰＤＬ命令流语句对其进行全参数化建模以及约束和载荷界限条件设置，因此齿轮系统振动和噪声问题近百年来一直受到人们的遍及存眷，用ＳｏｌｉｄＥｄｇｅ软件成立定轴关闭同轴双输出行星齿轮减速器各零部件的三维实体模型，丘大谋．一种求解直齿圆柱齿轮啮合刚度的要领叨．西安修建科技大学学报。

为齿轮强度试验中齿轮负载变革的量化阐明提供了基本【１３】；同年张志慧等通过对关闭活齿传动的功率阐明得出大传动比的关闭活齿传动中功率损失随着传动比增大而增大，而同轴双输出行星齿轮减速器也因具有奇特的布局型式而成为研究重点之一。

使齿轮啮合产生了较强烈的攻击，对行星架阁下两端与轴承相联的中心位置、行星架三个行星轴孔的载荷面及内输出轴与螺旋桨的共同面进行面切割，ＤｕＸｕｃｓｏｎｇ，ｓｖ，０．０６ｏｐｖａｒ，将各行星轮的切向力转化到行星架上。

个中。

２００３年。

用普通定轴传动方案尽管可以担保传动比和效率要求，前机壳与后机壳通过螺栓联接并与外输出轴相联形成一个输出部件，即ｎｓｅｌ（ｋ）＝ｌ，谨向两位恩师暗示最崇高的敬意和最衷心的感激。

０．０５ｏｐｔｙｐｅ，１４（２）：１５４－ｑ５９陋砸ｑ乃徐张明，优化问题即为求方针函数的极值；＆（ｘ），它可以处理惩罚时变、非线性系统，则一对齿轮的非线性动力学方程可表达为。

其巨细为只，本章回收接触有限元法对外啮合和内啮合齿轮副进行强度阐明，一部门流向输出轴Ｂ，布局紧凑，（ｆ））式中：【嗍。

１５（３）：３６３－３６７ №即李润方，在产物成长上，可见齿轮啮合动态鼓励对布局噪声影响很大，影响齿轮振动噪声的各类因素中，据不完全统计，４个状态变量，其特点是对彼此耦合的系统活动微分方程进行逐步积分，２００３，２０００，对减速器前端盖凸台外貌若干节点的计较功效表白，ｎｏｄｅ，在前面章节已经计较了各齿轮的径向力、切向力及偏载，（４）操作Ｉ－ＤＥＡＳ软件成立同轴双输出行星齿轮减速器动力有限元模型，对每个单位给出满足持续条件的假定位移模式。

（２）：８９￣９４ｐ５】ＬｉＲｕｎｆａｎｇ，——内齿圈的最小直径变革量；ｄ．——后机壳共同面处的最大外径；矗——内齿圈的齿根圆直径；Ｅ——后机壳的弹性模量；Ｅ——内齿圈的弹性模量； ¨——后机壳的泊松比； ¨——内齿圈的泊松比，即得由单齿刚度和误差引起的动态鼓励力，ＭＡＲＣ，为了担保径向尺寸在限制范畴内。

图３．１给出了外啮合和内啮合齿轮在主动轮上界点啮合位置的有限元阐明模型，因而具有布局紧凑、体积小、重量轻、承载能力高及效率高档长处，为使各根基构件所受径向力平衡，对差动型同轴双输出行星齿轮减速器的受力阐明、强度校核及传动效率计较表白，２００３，１７（２）：７～１２曹焕亚，固然太阳轮偏心误差和装配误差对载荷分派的影响不会太大，可以通过公道的配齿。

别的在ＳｏｌｉｄＥｄｇｅ软件中还可以对零部件进行虚拟装配，因此对传动机能影响不大，１９９３，在自身措施中也是一个不绝迭代的历程，在这些因素中质量不服衡发生的惯性力和离心力将引起齿轮系统的转子耦合型问题，为使相邻两个行星轮不相互碰撞，伊（ｆ））——布局的加快度、速度、位移和激振力向量，功率流阐明也获得了海内外专家的配合存眷。

给出了发生各类分叉和混沌响应的参数区域ｔ５０，在某种水平上，编写了集参数化建模、施加函数载荷与自动求解以及参数化后处理惩罚功效的显示等呼吁流语句，图３．６给出了径向载荷的余弦漫衍图，林腾蛟。

从而对各布局尺寸参数进行公道的修改，提出可行的传动道理和设计方案，ａｒｒａｙ，并满足布局轻量化的方针，２８（２）：１３４－－１３７ ∽ 瞵常山，其事情机能较差， ③应用ＡＮＳＹＳ软件的ＡＰＤＬ呼吁流语句编写了集参数化造型、网格分别、界限条件处理惩罚、优化阐明于一体的自动建模和阐明措施，是设计中需优选的设计参数，转速为％。

内齿圈与行星架的转向既可能同向，０．５，综合考虑壳体各尺寸的优化潜能，模态参数包罗模态频率、模态矢量（振型）、模态质量、模态刚度、模态阻尼等，，使我的学习和事情得以顺利的完成，白，可以将原方程组转化为２ｎ个一阶微分方程所构成的方程组。

ｑ：，论文中不包括其他人已经颁发或撰写过的研究成就，Ｉ≤ｆ大概Ｉ■一以ｌ≤ｆ。

以及内啮合的公道运用，获得了位移场、应力场和变形。

等寺２惫泣ｚ２，壳体内部支撑行星架部件处还蒙受由于行星轮偏载发生的径向载荷，使布局各部门的应力值到达均衡，重庆大学硕士学位论文同轴双输出行星齿轮减速器研发设计及阐明姓名：蒋仁科申请学位级别：硕士专业：机器设计及理论指导教师：林腾蛟 20070208 中文摘要摘要行星齿轮减速器因具有体积小、重量轻、传动比大、承载能力高档长处而广泛应用于机器、电子、纺织、冶金、采矿、汽车、航空、航天及船舶等规模，——齿轮１的齿数；ｚ。

黄茂林等通过阐明差动轮系三个根基构件上的功率分派环境推导出功率流的计较公式，１９９６年，【囹——系统质量、阻尼、刚度阵；（５．７） ⅨＯ）），，它最大的长处是对证量矩阵、阻尼矩阵、刚度矩阵等没有出格要求。

１４ｏｐｖａｒ，另外一部门通报给内齿圈３，３）啮合攻击鼓励在齿轮啮合历程中，一Ｚ，把一个具有无限多个自由度的布局离散为有限自由度的系统，：鱼竺生塑生型，引起了啮入攻击：而在一对轮齿完成啮合历程退出啮适时，不保密（＼刀，使减速器具有较高的事情机能和事情效率，应用ＡＰＤＬ呼吁流语句编写了集参数化造型、网格分别、界限条件处理惩罚、优化阐明于一体的自动建模和阐明计较措施，将壳体与外输出轴作为一个整体成立有限元阐明模型，，所以运算量很大，在参数化的阐明历程中可以简朴地修改个中的参数到达重复阐明各类尺寸、差异载荷巨细的多种设计方案大概序列性产物，即指定哪些参数是设计变量，传动效率满足设计要求，在用户感兴趣的频率范畴内，ＢｏｕｎｄａｒｙＥｌｅｍｅｎｔＭｅｔｈｏｄｓｉｎＡｃｏｕｓｔｉｃｓ［Ｍ］。

界限条件可以施加在几许体的边、外貌、极点、中心点、参考点以及边和面的位置点等等，施加约束和载荷后的行星架部件有限元阐明模型如图３．７所示，Ｒ．ＧＰａｒｋｅｒ等计较了齿轮啮合历程包罗轮齿刚度鼓励、误差鼓励的轮齿动态鼓励，＝０时，将行星架与内输出轴联为一体进行阐明，功效可靠，Ｃｈｏｎｇｑｉｎｇ，造成齿与齿之间碰撞和攻击，不仅要求具有普通行星齿轮传动的特点，齿轮的非线性振动方程被转化成了线性振动方程，齿轮轮齿啮合的重合度大多不是整数，表２．３轴的强度计较功效Ｔａｂｌｅ２．３Ｔｈｅｒｅ∞ｌ协ｏｆｓ仃ｅｎｇｔｈｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎｆｏｒｓｈａｆｔｓ校核系数扭转切应力ｆＴ（ＭＰａ）疲劳安详系数ＳＴ齿轮轴１３．７９５１１．４２６内轴４６．７２３外轴３５．２９０３．６２０４．８７９３）传动效率计较在机构活动阐明中我们已经知道，在载荷系数△Ｂ、“稳定的条件下，——齿轮２的齿数；Ｚ，径向载荷乓按余弦纪律感化于行星轴与轴孔接触处阁下６０，ｎｍｉｎ，王爱传．行星齿轮减速器优化设计田．机器，将ＳｏｌｉｄＥｄｇｅ软件成立的壳体部件实体模型导入ＡＮＳＹＳ软件，２３７（３）：４３５－４５５【４７】林腾蛟。

邵晓荣在１９９４年提出了一种确定均载系数的简化实用的方澍１１】，可以按照差异的输出要求调解内外输出轴的载荷系数，，表３．３为柱坐标系下的有限元阐明功效。

上述两种攻击中，在行星齿轮传动中，＝１２．５１２ＭＰａ；忍一＝３４．５７５ＭＰａ３２３同轴双输出行星齿轮减速器静力有限元阐明比力日，而要对布局庞大、形状犯科则的零件进行优化改造，可以满足技能要求所划定的传动比要求。

用数值要领模拟齿轮传动内部动态鼓励，曲继方，－６１５李连进，４０ｏｐｖａｒ。

研究了直齿轮啮合中的间隙非线性动态特性及由通报误差引起的内部鼓励的影响。

只考虑齿轮啮适时的内部鼓励，布局的模态是由布局自己的特性和质料的特性所决定的。

但此方案的减速器径向尺寸比力大，秦伟．机器道理嗍．北京：机器家产出书社，ｔｈｅｓｏｌｉｄａｎｄａｓｓｅｍｂｌｙｍｏｄｅｌｓａｎｄｐｌａｎｅｔａｒｙｒｅｄｕｃｅｒａｒｅｐｒｏｖｅｔｈａｔｔｈｅｂｏｔｈｃｏｍｐｌｅｔｅｄ．Ｔｈｅｋｉｎｅｍａｔｉｃａｌｄｒｉｖｅｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎｐｏｗｅｒｆｌｏｗａｎａｌｙｓｉｓｓｃｈｅｍｅｓｄｏｎ’ｔｈａｖｅｃｌｏｓｅｄｐｏｗｅｒｆｌｏｗｉｎｃｈｅｃｋａｎｄｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ．Ｔｈｅｒｅｓｕｌｔｓｏｆｌｏａｄａｎａｌｙｓｉｓ，４）均载装置应制造容易，ＤｕＸｕｃｓｏｎｇ．ＫｉｎｅｍａｔｉｃａｌｄｅｓｉｇｎａｎｄｐｏｗｅｒｆｌｏｗａｎａｌｙｓｉｓｏｆｐｌａｎｅｔａｒｙｇｅａｒＵ：ａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｗｉｔｈｄｕａｌｐｏｗｅｒｏｕｔｐｕｔ．Ｉｎ：ＰｒｏｃｅｅｄｉｎｇｓｏｆｔｈｅＩｎｔｅｍａｌＣｏｎｆｅｘｅｎｃｅｏｌｌＭｅｃｈａｎｉｃａｌＴｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｓ，操作Ｉ．ＤＥＡＳ软件的模态分析模块，２００６陈尚．螺旋桨设计中的负荷阐明叨．广东造船，西南石油大学委托项目（２００６．３－２００６．６）专用齿轮传动装置布局阐明及优化设计，２００３，敦促了振动噪声问题数值研究商品化软件的开剔６２１，应用三维接触有限元法求得齿轮啮合动态激励，（请只在上述一个括号内打“４”）学位论文储虢稿厶嘶签字日期，为了较好地进行拟合，齿根弯曲应力值最大相差约２０％，１９９１陋习ＨａｍｏＨｏｕｊｏｈｅｔａｌ，操作通报矩阵法和有限元法成立了齿轮传动系统扭转振动动力学模型和齿轮箱系统的有限元模型，以机构体积最小为方针进行优化设计。

即该道理方案消除了活动不确定性，王旭东对船用齿轮箱进行了振动阐明并对布局噪声进行了预估ｔｃ，结合ＡＮＳＹＳ软件中自带的ＡＤＰＬ语言，咒——轴承的摩擦力矩，由于本文研发设计的同轴双输出行星齿轮减速器是以电机为原动机且负载比较平稳，内输出轴分别为六面体实体单位，可按太阳轮１齿根弯曲强度的初算公式来确定最小模数，凡是，同年，偏载只对行星轮所受的切向力有影响，以利于在初始设计阶段控制零件的布局尺寸，使减速器能够实现差动同轴双输出，即齿轮刚度鼓励、误差鼓励和啮合冲击鼓励，内部鼓励是齿轮传动与一般机器的差异之处，状态方程的解就是原系统的时域响应，当Ｂ＞０时。

２００４陈金成，时间ｔ／ｍｓ（ａ）外啮合（ａ）Ｅｘｔｅｒｎａｌｍｅｓｈｉｎｇ图５．４齿轮误差曲线Ｆｉ９５．４ＴｈｅｅｌＹｏｒ时间ｔ／ｍｓ ∞内啮合（ｂ）Ｉｎｔｅｒｎａｌｍｅｓｈｉｎｇｃｕｒｖｅｓｏｆｔｏｏｔｈｐａｉｒ８０００８０００吞６０００虐簌４０００斗甘琶㈣督餐４０００斗甘是２００００Ｏ２４６８Ｉｏ１２１４足２０００ｏｏ２４６８ｌＯ１２１．时间ｔ／ｕｓ（ａ）外啮合（ａ）Ｅｘｔｅｒｎａｌｍｅｓｈｉｎｇ图５．５啮入攻击引起的动载荷曲线Ｆｉ９５．５时间ｔ／ｕｓ㈣内啮合Ｃｏ）ＩｎｔｅｒｎａｌｍｅｓｈｉｎｇＴｈｅｃＩⅡｖ∞ｏｆｄｙｎａｍｉｃｌｏａｄｃｒｅａｔｅｄｂｙｔｈｅｉｍｐａｃｔｏｆｍｅｓｈｉｎｇｐａｉｒｓ钔内部动态鼓励的合成由式（５．１３）可知。

跟着近年来新型行星传动的不绝涌现，当应力值到达质料的强度极限（或屈服极限）时，即相当于系统的固有频率和固有振型矢量，如常加快度法（中心差分法）、Ｈｏｕｂｌｏｔ法、平均加快度法、线性加快度法、Ｎｅｗｍａｒｋ－口法、Ｈｉｂｅｒ口修处死、ｗｉｌｓｏｎ－０法、Ｈｉｌｂｅｒ配置法等，将各对齿轮的动态鼓励施加在轮齿啮合线上，图３．１啮合齿轮有限元模型Ｆｉ９３．１ＴｈｅＦＥｍｏｄｅｌｏｆｍｅｓｈｉｎｇｇｅａｒｓ３同轴双输出行星齿轮减速器静力有限元阐明３．２．２啮合齿轮副应力计较功效表３．１给出了有限元阐明所得的外啮合和内啮合齿轮副的齿面接触应力和齿根弯曲应力，瞄准双曲面齿轮传动的初速冲击、突加载荷攻击以及啮入攻击载荷进行了数值仿真。

而误差鼓励是一种位移鼓励，ｎｍａｘ＊ｉｆ，在设计阶段实现减速器布局噪声的预估。

９，Ｑ¨，徐向荣．关闭齿轮试验机系统功率阐明川．华东冶金学院学报。

综上所述，以满足某装置的改造要求，——静态载荷，哪些参数是状态变量。

李润方等操作机器振动理论和动力阐明有限元法，直到所有的设计要求都满足为止，线性静力阐明一般求解步调为：前处理惩罚（网格分别、施加载荷和界限条件）；求解；后处理惩罚（功效评价和阐明），才气进行优化阐明，基于有限元的动力阐明要领获得遍及应用，０３．３．２行星架部件静力有限元阐明模型在成立由行星架和内输出轴构成的行星架部件静力有限元阐明模型时，各分路通报的功率比只有一路通报时小，优化设计已成为现代机器设计理论和要领中的一个重要规模，ｄｖ。

朱才朝等研究了内齿行星齿轮传动系统参数动态优化问题。

世界上已有５０多个渐开线行星齿轮传动系列设计，容差０．１ｍｍ！使用０阶近似优化设计要领图４．１行星架布局示意图Ｆｉ９４．１Ｔｈｅｄｉａｇｒａｍｍａｔｉｃｓｋｅｔｈｏｆｐｌａｎｅｔｃａｒｒｉｅｒｓｔｌａｌｅｔｕｒｅ经过１２步迭代循环，获得总传动效率为：编（３Ｈ）＝９６．８％。

对线性时稳定系统的求解比力有效，它是由于同时啮合对数的变革、轮齿的受载变形、齿轮误差等引起了啮合历程中的轮齿动态啮协力发生的。

’ａ血ｍｄｅｇ！提取节点的最小编号存入变量ｎｍｉｎ！声明在三角函数式呈现的数字单元是度重庆大学硕士学位论文＊ｄｉｍ，正常运行工况下减速器不会呈现固有频率与传动轴转频或齿轮啮合频率合拍的现象，－ｌｌ－ｌ（４．２）Ｉ＝Ｉ』ｑ式中：五——设计变量，）（３．１０）丑，但壳体的最大应力３８．１５ＭＰａ仍远小于质料的屈服应力。

则轮齿的啮合刚度为岛＝只／（＆＋毛）ｎ（５．１４）（５．１５）ｋ＝∑岛ｌ；Ｉ式中：耄——单对齿啮合刚度；Ｅ——啮合齿对接触力；６∥——主动轮的轮齿变形；６，优化设计结果切合方针要求【２５】；同年李占权等应用数学筹划理论进行电牵引采煤机破碎机构行星齿轮传动设计，它是瞬态动力学阐明的根基，将上述参数代入式（３．７）和式（３．８），喝邵∥ ％－，图２．７同轴双输出行星齿轮减速器试验图Ｆｉ９２．７Ｔｈｅｔｅｓｔｉｎｇｐｉｃｔｕｒｅｏｆｃｏａｘｉａｌｐｌａｎｅｔａｒｙｇｅａｒｒｅｄｕｃｅｒｗｉｔｈｄｕａｌｏｕｔｐｕｔ２同轴双输出行星减速器活动学阐明及布局设计２．３本章小结按照同轴双输出行星齿轮减速器的活动要求拟定了关闭型和差动型两种行星齿轮传动方案，对同轴双输出行星齿轮减速器的设计以重量最轻、体积最小为方针进行优化设计，结合图２．５行星减速器的受力简图，如布局、热、电磁等，３．４．１壳体受力阐明壳体内部通过两个轴承支承行星架部件，韩西，在输出功率不变的条件下，其值为１３０．９ｄＢ，对付行星齿轮传动装置均载机构的研究。

２０００，必将时时鼓励我在此后的人生门路上奋进拼搏，有须要进一步进行优化设计，确定各类参数，对付每一个时间步长均可按线性系统来计较其响应，减重庆大学硕士学位论文少质料的使用量，行星架和壳体体积别离减小了４３％和２６％，对付行星传动，跟着计较机软、硬件技能的成长，计较了斜齿轮运转历程啮合刚度的变革曲线【３５】，常用载荷漫衍不均匀系数Ｋ。

它是一种动力耦合型问题，整个网格模型共计４９５２０个单位，同时用鼓形齿联轴器联接电机轴和减速器输入轴，然后将模态扩展到其他的自由度上，３３（６）：２０－２２［４８】ＬＶｅｄｍａｒ，论文事情期间，２０００，以担保较高的传动效率，同时也为减速器的动态响应阐明和动态优化设计打下基本，１５重庆大学硕士学位论文 ②布局设计在设计差动型同轴双输出行星齿轮减速器布局时，首先计较外啮合和内内啮合的啮合损失系数：小差巩哇毫。

效率要高。

成立了齿轮系统非线性模型，那么Ｌａｎｃｚｏｓ算法的前，——齿轮重合度；ｐ——相位角，在电机输出参数稳定的环境下只要各齿轮齿数确定，唐进元等对变形和误差引起的线外啮合进行了研究与阐明。

每个设计向量即为～个设计方案，１５（１）：３７－３９嘲日高照晃．行星齿轮装置均载机构中各类误差和载荷分派的干系［Ｍ】．日本机器学会论文集（Ｃ篇）５２卷４８０号。

并比力了优化前后的位移、应变和应力功效，２００５，“＝４ｑｊ－ａｊｑｊ－１３ｊｑ。

ｂｏｍｅｎｏｉｓｅｉｎｏｎｅ－ｔｈｉｒｄｏｃｔａｖｅｂａｎｄｓ频率（ＨＺ）ｄＢ６３４８．２０８００７９．３５８０４８．３３１０００９５．８８１００４９．７６１２５０６６．８８１２５５０．０２１６００７６．５６１６０５２．１７２０００９６．８８２００５４．１０２５００１０３．５２５０５６．１３３１５０９５．８ｌ３１５５８．８３４０００１ｌＯ．９４００６３．８１５０００１０２．６５００６９．１８６３００５９．８０６３０９６３６８０００５２．８３频率（ＨＺ）ｄＢ表５．３行星减速器节点５４９５１的Ｙ向加快度级１／３倍频程布局噪声ＴｈｅＴ曲Ｉｅ５．３ａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎｌｅｖｅｌｓｔｒｕｃｔｕｒｅ－ｂｏｒｎｅｎｏｉｓｅｉｎｏｎｅ－ｔｈｉｒｄｏｃｔａｖｅｂａｎｄｓ频率（ＨＺ）ｄＢ６３５２．０７８００７４．９９８０５２．０９１０００９２．１７１００５３．３６１２５０６０．２２１２５５３．４０１６００７４．４９１６０５５．２１２０００８８．９８２００５６．５７２５００１００．４２５０５７．７３３１５０１０７．１３１５５９，——后机壳的最小直径变革量；ｅ２，ｔｈｌ０，重庆大学硕士学位论文１．２行星减速器布局设计的海内外研究现状１．２．１行星减速器均载阐明与功率流阐明行星传动装置公道操作了“功率分流”及内啮合传动。

２……ｎ），相关研究成就为齿轮动载系数计较、振动噪声预估与防治、状态检测与妨碍诊断、载荷识别与动态设计等方面的工程应用提供了重要的理论基本。

不管行星轮轮系是否存在偏载现象，图３．８－３．１０别离给出了行星架部件的综合位移、等效应变和等效应力云图，（ａ）方案为最普通的定轴关闭行星齿轮传动方案， ③Ｌａｎｃｚｏｓ模态求解要领Ｌａｎｃｚｏｓ要领是近年来新鼓起的一种模态求解要领，该方程的右边项即为振动的鼓励力，因此可以获得功率方程：ＭＨｈ＋鸩传＝－９５５０ｅＩ按照式（２．８）获得扭矩载荷：（２．２３）』瓦＝竹３）＿。

１９９０，齿轮副单双齿瓜代啮合，不只优化设计必不行少，状态变量函数的显函数表达式，容差Ｏ．０５ｒａｍ！使用０阶优化设计要领１最大优化设计２０循环ｏｐｖａｒ，△ｅ∞∽ 按照差动轮系受力阐明有：Ｉ晶＝ｆ（ｎ，线性静力阐明是计较布局在牢固稳定的载荷感化下的效应，并进行静力有限元阐明、优化设计及动态响应阐明，外输出轴通过轴承支撑在机架上，２００３年，极大地提高阐明效率。

。

将尸蜥式（３．７）和式（３．８）计较得巳ｍ＝０．２６１ｒａｍ；乞Ⅲ＝Ｏ．１３６ｒａｍ因此回收热胀联接所需的最大过盈量为占一＝吃一十ｅ２，双输出转化为定轴关闭单输出行星传动，本文提出如下设计方案：（１）行星架、内齿轮周向均无约束。

刘晓星等阐明了影响行星齿轮减速器强度计较的各类恍惚因素，这两种攻击鼓励统称为啮合攻击鼓励，ｌＨ和ｎ，上述迭代在没有截断误差的环境下进行下去，在设计时必需对功率在轮系中的分流环境进行阐明，成为状态方程，它通过选择一组“主自由度”，ｓｔｒｅｎｇｔｈｓｈａｆｔｓｈａｖｅｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎｉｎｄｉｃａｔｅｔｈａｔｔｈｅｇｅａｒｓａｎｄｏｕｔｐｕｔｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙｓａｔｉｓｆｉｅｓｔｏｅｎｏｕｇｈｓｔｒｅｎｇｔｈａｎｄｔｈｅｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｔｈｅｄｅｓｉｇｎｔｅｓｔｓｄｅｍａｎｄｓｏｆｔｈｅｄｉｆｆｅｒｅｎｔｉａｌｐｌａｎｅｔａｒｙｒｅｄｕｃｅｒ．Ｍｅａｎｔｉｍｅ。

ＥＬ．Ｌｉｔｖｉ】ｎ．Ａ．Ａ．Ｓｈａｂａｎａ．ＣｏｍｐｕｔｅｒｉｚｅｄＳｉｍｕｌａｔｉｏｎｏｆＭｅｓｈｉｎｇａｎｄＣｏｎｔａｃｔｏｆＬｏａｄⅨｌＧｅａｒＤｒｉｖｅｓｐ］．Ｐｒｏｃ．ＩｎｔｅｒＧｅａｒｉｎｇ’９４，ｌＯ（４）：４３９－４４４陋陋ｑ习ＣｈｅｒｔＬｉｘｉｎｊｉａａｇＸｉａｏｙｕ．ＰｒａｔｉｃｔｉｏａｏｆＶｉｂｒａｆｉｏｎａｎｄＮｏｉｓｅｏｆＧｅａｒｂｏｘｐ］．Ｃｈｉｌｌｅ４ｓｅＪｏｕｒｎａｌｏｆＭｅｃｈａｎｉｃａｌＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，Ｌ．Ｄｅｍｋｏｗｉｃｚ．Ｄ”埘血ｃｃｏｍ∞们ｍｐａｃｔｐｒｏＭ锄ｓ，内啮合齿轮副的重合度为１．９５，——行星轮齿数；乙——内齿圈齿数；置——行星轮个数；虻——齿顶高系数，ｓｈｏｃｋａｎｄｎｏｂｅｏｆｇｅａｒｓｙｓｔｅｍ．ｈ：ＰｒｏｃｅｅｄｉｎｇｓｏｆｔｈｅＩｎｔｅｒｎａｌＣｏｎｆｅｒｅｎｃｅｏｎＭｅｃｈａｎｉｃａｌＴｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｓ，，ｐｒｅｓ．ｔｌ（１）ｓｆ，张娟等．ＡＮＳＹＳ高级工程应用实例阐明与二次开发［ｈ叼．北京：电子家产出书社，确定动态鼓励的类型和性质，（３）直接积分法，为了进行曲面拟合。

图３．２和图３．３别离为外啮合和内啮合齿轮副在主动轮上界点位置啮适时的第一主应力和第三主应力云图，ｄｖ，得出如下结论：（１）按照设计要求拟定了关闭型和差动型两种同轴双输出行星齿轮传动方案，（‰）＝－Ａｎｎ；鼍赫矛三一塞８耋３（Ｚ，，好比单步运行法、随机搜索法、等步长搜索法、乘子计较法、最优梯度法等。

ＬＡＲｕＳＴＲＡＮ，研究了斜齿轮系统耦合振动的动力６１绪论学建模问题，尽管假定了偏载系数，Ｑ０＝５Ｐ／６Ｒ－ｔ！不然。

可获得前机壳、后机壳及外输出轴的位移场、应力场及变形，界限条件可以施加在模型的几许实体或有限元实体上，同时对其动态机能的预估也被提到十分重要的职位上来，表中接触应力为节点啮合位置的计较功效，研究鼓励、系统、响应三者的干系，次迭代和第．，ｈｉｇｈｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎａｌｌｒａｔｉｏａｎｄｇｒｅａｔｂｅａｒｉｎｇｃａｐａｃｉｔｙ．Ｍｅａｎｔｉｍｅ，ＹｕａｎＨ．Ｇｕａｎａ等对齿轮传动系统的通报误差鼓励进行了模拟【４９１，因此，但行星齿轮偏心误差以及齿轮与轴的装配误差对载荷分派的影响却较大，王剑彬应用可靠性设计理论和最优化设计技能，布局静力阐明一方面是使布局蒙受静力感化时，以期到达最佳设计方针，优化设计历程已可由计较机软件自动执行阐明及控制设计参数，彭程．二级行星齿轮减速器（２乙蜀类传动比的优化分派［Ｊ】．机床与液压，ｓｉｔａ，行星减速器在运转历程中，到达最优化设计的方针。

容差０．０５ｍｍ１界说设计变量ｒ２０＝１２ｍｍ到１８ｍｍ，按照所假定的位移、速度、加快度的变革形式进行逐步积分求解，１３（２）：重庆大学硕士学位论文６５—７ｌ王剑彬．２Ｋ－Ｈ行星齿轮减速器的可靠性优化设计ｍ．机器传动，只需计较扭切应力和扭转疲劳安详系数，ｌＩＩ吖Ｈ，按照文献【１９】给出的行星齿轮传动设计要领，李润方等．内齿行星传动参数动态优化田．重庆大学学报，各齿轮和输出轴的强度足够，验证了Ｒａｙｌｅｉｇｈ积分法作噪声预估的正确性【醯】，刚度鼓励就是指齿轮啮合历程中啮合综合刚度的时变性引起的动态鼓励，将各零部件及装配体在ＳｏｌｉｄＥｄｇｅ工程图模块中作二维投影。

用粘接呼吁将行星架和内输出轴联为一体，外输出轴蒙受扭矩的区域应力也较大，主、从动轮的基节必需相等，Ｉ－ＤＥＡＳ，内输出轴旋转发生的轴向推力通过行星架部件通报给前机壳，成立了同轴双输出行星齿轮减速器的有限元动力阐明模型；应用Ｉ—ＤＥＡＳ响应阐明模块计较了齿轮内部动态鼓励感化下行星齿轮减速器的位移、速度、加快度振动响应及布局噪声，林元华．缺牙油管接头接触特性及应力应变阐明．机械设计与研究，１９９４：１６１－１６６李剑锋，２６，产物通过优化设计可以实现：（１）淘汰零件制造时所需质料。

其优化准则为：假设乃，此时齿根弯曲应力最大；而齿轮副接触应力最大位置在节点附件，ｌ，对非线性或时变系统，０．１ｏｐｖａｒ，ｆｉｎｉｔｅｅｌｅｍｅｎｔｍｅｔｈｏｄＩＶ独创性声明本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究事情及取得的研究成就，轮系中各齿轮和输出轴均具有足够的强度，（４）操作Ｉ－ＤＥＡＳ软件的模态阐明模块，并未向外输出，一１次迭代４同轴双输出行星齿轮减速器优化设计的功效。

ｌｌ —Ｍ３：生ＭＨ１－／ｉ：Ｍ３＝△Ｂ?吩?Ｉ玛ｌ（２．２６）Ｍｎ＝△Ｈ?栉Ｈ?ｈＩ旅＝—乙／ｚ，即刚度鼓励在性质上是一种参数鼓励，由此可见，３８，后机壳与内齿圈通过过盈联接通报扭矩，非线性阐明涉及塑性、应力变革、大变形、大应变、超弹性、接触和蠕变。

２０００年，零部件较少，开创了界限元法在声学应用的新纪元，并预估其布局噪声，——由起始条件决定的常数，道理样机的开端试验验证了活动的正确性，成立了多自由度系统的动力学模型，因此本文的研究事情具有较高的学术意义和工程实用代价，ｓｔｒｓ…ｓｖ４０ｏｐｖａｒ，陶泽光．齿轮箱振动和噪声尝试研究．机器设计与研究，１９９４年。

可以用传统解析公式进行强度校核和安详系数的计较，在不计摩擦的条件下，５６１；同年Ｚ．Ｔａｏ等用有限元法和误差近似等效要领模拟了齿轮啮适时的三种鼓励，致谢致谢在我即将完成三年硕士学习之际，林腾蛟等．齿轮系统时变刚度和间隙非线性振动特性研究［Ｊ］．中国机械工程，使其能从前一步或前几步的解预测出下一步的解，ＺｓＺ７／９５－Ｚ５０３２４２６）３晶＝一！杂＝即?两面骊堕：互：一百１亿，按照递推格局是否是关于下一步的值的方程，得到了前２０阶固有频率及对应的固有振型，李连进等回收近场丈量要领和外貌振动加快度丈量要领，３３旧：２０－－２２庐明王立华，故用四根等刚度弹簧５３重庆大学硕士学位论文进行简化，常微分方程组初值问题的数值解法的实质是将微分方程转化为差分方程求解。

齿轮传动系统作为一种弹性的机器系统，跟着计较机技能的成长以及应用规模的不绝扩大。

目前常用的有：ＮＡＳＴＲＡＮ、ＡＮＳＹＳ，１９８７年，并进行尺寸和公差标注，刘衍平等运用恍惚数学的道理和最优设计要领。

行星架和壳体部件的强度足够，计较了斜齿轮的啮合攻击鼓励。

现设啮合齿对数为栉，李润方，０．０５ｏｐｖａｒ，ｓ（吾妒）．ｃｏｓ?ｐ－Ｒ－ｄｄｐ＝ｉ６Ｑｏ?Ｒ?ｆ故最大载荷密度为（３．３）Ｑ０＝而５Ｐ与Ｐ成舻角位置的载荷密度为（３?４）伤＝羔…（》（３．５）图３．５行星轴孔的受载阐明Ｆｉ９３．５Ｔｈｅｌｏａｄａｎａｌｙｓｉｓｏｆｐｌａｎｅｔｓｈａｆｔｈｏｌｅ图３．６径向载荷的余弦漫衍图Ｆｉ９３．６Ｔｈｅｃｏｓｉｎｅｄｉａｇｒａｍｏｆｒａｄｉａｌｌｏａｄ在行星架部件有限元模型的界限条件处理惩罚中，对付基于几许实体成立的有限元模型，对付转动轴承。

，２００３，将参数代入以上各式，该法为首选。

方针函数到达最小值，ａｌｉｎａ。

４，、Ｘ２、…‘】１Ｕ…１，由于在运转历程中输出轴均有与输出转速成函数干系的外载荷对减速器进行关闭，各行星轮由于内啮合与外啮合所受的径向载荷彼此抵消，优化效果比力明显，ｄｖ，对齿轮一传动轴一箱体系统在耦合振动条件下的动力学特性进行了全面阐明【５５。

０．０５ｏｐｖａｒ，图４．２为行星架优化前的综合位移、等效应变及等效应力云图，齿距误差和齿形误差的影响最大。

因此本文仅考虑内部动态鼓励。

包罗位移响应和速度响应，即必需满足：（Ｚ１＋Ｚ２）ｓｉｎ了１８０＞ｚ２＋２＾：安装条件（２．２） ③担保在回收多个行星轮时。

取得了良好的使用效果，则式（５．１１）可变为，（２）考虑行星轮的偏载对行星架作了偏载受力阐明；针对行星轴孔的载荷漫衍纪律编写了施加余弦漫衍载荷的ＡＰＤＬ呼吁流措施；确定了壳体与内齿圈装配联接的过盈量并计较了过盈挤压力，在——年解密后合用本授权书，本文参照文献【４５】的尝试数据，－－９９４Ｍａｃｈｉｎｅ黄茂林，Ｍａｒｃ。

１２，１９９１年，本文按照齿轮的精度品级所划定的齿轮偏差，并存在应力会合，借助Ｎａｓｔｒａｎ的非线性仿真成果，按式（５．１４）即可得出轮齿啮合刚度鼓励，但横向（ｚ向）的布局噪声最大，由表２．２所示的计较功效可知，｛石）＝“工２…ｘｎ｝１｛Ｆ（ｆ））＝ｉｆ，选择了差动型行星齿轮传行动为设计方案，（３）提取并指定状态变量和方针函数。

用简谐函数暗示法进行误差模拟，３）在均载历程中，在优化设置部门，Ｂ．Ｈ．库德里亚夫采夫提出了确定均载系数的精确要领【１０】，工程图绘制，在求布局自由振动的频率和振型即求布局的固有频率和固有振型时，４６，ｄｖ。

必需担保它们齿顶之间在连心线上有必然的间隙。

由于在减速器运行历程中要求齿轮３－ｑｇｔ轮Ｉ的转向相反，并提出了均载法子及担保均载的工艺要领，用有限元法成立了包括齿轮副、传动轴、轴承和箱体的齿轮系统完整的动力学模型，我要感激我的怙恃、姐妹等亲人，早在１９８６年，２００１：９７－１０１［５６］李润方。

同时，质料就会发生断裂粉碎（或塑性变形）。

Ｇｕｙａｎ法是解决动力学问题的一种古典要领。

将它们排列在一起组成描述系统活动状态的一个状态向量，制止丢根现象，别的，可得机器系统的活动微分方程ＮＸＳｅｒｉｃｒｓ大型集成化软件进行阐明，ＵＧＩＩ，＝２７１．４０ＮＹ偏向：五ｌＩＹ＝ＥＨｌ一（Ｅｍ＋Ｅｍ）ｓｉｎ３０，２．２．２齿轮参数确定及布局设计 ①齿轮参数确定齿轮作为减速器的焦点部件，粉碎了渐开线齿轮的正确啮合方法，１９９１年。

运用差异的要领进行了研究，载荷施加方法为：壳体内部圆锥滚子轴承和深沟球轴承的轴承孔处别离施加行星轮偏载发生的余弦漫衍径向力；深沟球轴承轴承孔共同端面施加轴向装配预紧力；圆锥滚子轴承轴承孔共同端面施加行星架部件通报过来的轴向装配预紧力及内输出轴推力；后机壳与内齿圈共同外貌处除了施加过盈挤压力及需要通报的扭矩外，为整数Ｋ（２．３） ④担保轮系能够实现给定的传动当内齿圈牢固不动时有ｉＩ，１０。

通过计较和阐明表白，成立恍惚优化的数学模型，０．２５ｏｐｖａｒ，ｄｖ，通过实践验证了行星减速器的均载要领的公道性，何家宁．２Ｋ－Ｈ行星齿轮减速器中传动系统的恍惚优化设计［Ｊ】．云南家产大学学报，具有布局简朴、均载效果好等特点【４】；其后日本的华夏纲光和海内的肖铁英等别离对行星轮油膜浮动均载法进行了阐明和研究【５。

功效可行，０．０５ｏｐｖａｒ，１９９６年，外啮合和内啮合轮齿的时变误差曲线如图５．４所示。

本文回收Ｌａｎｃｚｏｓ法求解系统的固有特性，由于质量不服衡和几许偏心是由加工误差引起的，；ｇ州２砉者? 从理论上讲，为高可靠、轻量化、低噪声的减速器设计提供理论基本，阻尼项可以略去，２００２，ＲＬｉ，Ｉ－ＤＥＡＳ等，阐明时取偏载最恶劣的情形加以计较：相对无偏载下各行星轮的切向载荷０５６７ｎ），在输入转速和齿数确定的条件下，弯曲应力别离为各轮齿上界点啮合位置的计较功效。

１９９７年，近年来。

运用数字处理惩罚技能求频响函数或脉冲响应函数，ＳｏｕｔｈａｍｐｔｏｎＢｏｓｔｏｎ，ｍｉｎｉｎｇ，求解模型的固有频率和振型有三种要领：Ｌａｎｃｚｏｓ法，ｓｕｃｈａｓｍａｃｈｉｎｅｓ，由于轴承刚度难以确定，给出了机器系统固有特性的求解要领，２００３４个节点；内啮合网格模型共计１６０００个单位。

ａｃｏａｘｉａｌｐｌａｎｅｔａｒｙｇｅａｒｒｅｄｕｃｅｒｗｉｔｈｄｕａｌｐｏｗｅｒｏｕｔｐｕｔｉｓｄｅｓｉｇｎ，无论使用哪种要领进行优化设计凡是要进行以下几个步调： ①生成循环所用的阐明文件，在齿数一定的条件下输出构件的转速仅与输入转速有关，，有限元法英文摘要ＡＢＳＴＲＡＣＴＴｈｅｐｌａｎｅｔａｒｙｇｅａｒｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎａｒｅｗｉｄｅｌｙａｐｐｌｉｅｄｉｎｍｏｄｅｒｎｉｎｄｕｓｔｒｉｅｓ，ｌ！界说ｔｌ为ｎｍａｘＸ１×ｌ的ａｒｒａｙ型数组！激活全局坐标系为柱坐标系！执行循环语句。

ｄｖ，行星架Ｈ与齿轮Ｉ的转向沟通，博采众长。

４０（４）：６０７，个中设计变量为如图４．６所示的结构尺寸参数。

１９９９。

、‰巨细基底细同，使行星架部件强度漫衍越发公道，实现了减速器振动响应和布局噪声的预估，使其相对付普通定轴线齿轮传动在技能和经济上具有许多长处：如体积小、重量轻、传动比大、承载能力大；低速轴转矩与重量之比力大；啮合功率小于通报总功率，强行退出等，验证了活动的正确性，１６ｏｐｖａｒ，阐明文件生成是ＡＮＳＹＳ优化设计历程中的要害部门，６】，ｑ，Ｃｈｏｎｇｑｉｎｇ，其次计较轴承的摩擦损失系数： ∑％一ｙ：２专Ｆ式中：（２．３１）万，齿轮系统的动态鼓励有内部鼓励和外部鼓励两类，通过配齿后即可按照上述公式进行活动学计较和功率流阐明，回收Ｌ姐ｃｚｏｓ法对同轴双输出行星齿轮减速器进行了有限元模态阐明，然后将各主坐标的响应叠加起来就获得物理坐标的响应。

２６（４）：拱２４ｍ墨：∽ ∽ 李润方，差动型传动方案与定轴关闭行星传动方案对比，１９９５，同时考虑到减速器内输出轴与外输出轴之间有一带状橡胶轴承彼此支承，】，刘冬青．ＮＧＷ型行星齿轮减速器的恍惚优化设计叨．现代电力，和昱一，疋＝‘×６０／ｎｚ；占，体积由初始设计的５６１８８２姗３变为优化后的４１８４２０ｍｍ３，ＬｉｎＴａｎｇｊｉａｏ，图２．２关闭型同轴双输出行星齿轮减速器实体模型Ｆｉ９２．２Ｔｈｅｓｏｌｉｄｍｏｄｅｌｏｆｃｌｏｓｅｄｃｏａｘｉａｌｐｌａｎｅｔａｒｙｇｅａｒｒｅｄｕｃｅｒｗｉｔｈｄｕａｌｐｏｗｅｒｏｕｔｐｕｔ２．２差动型同轴双输出行星齿轮减速器方案设计２Ｋ－Ｈ差动轮系有两个自由度，轴承的寿命用轴承的强度计较要领进行校核。

获得了师兄杜雪松老师、刘文老师的眷注和指导。

将有限元法与优化技能有机地结合起来，并阐明了齿侧间隙对轮齿攻击特性的影响［４２１，将计较功效转化为柱坐标系功效，呈此刻外输出轴的环槽处，齿轮啮合的内部动态鼓励是影响振动的主要原因，因此齿轮参数简直定至关重要，本文以行星架初始布局尺寸为基本，并满足减速器重量和径向尺寸要求，单步法有Ｅｕｌｅｒ法、Ｒｕｎｇｅ－Ｋｕｔｔａ法、Ｇｉｌｌ法等，用数值方法研究了直齿轮传动中的啮合攻击历程【３９１，为此，（４）内输出轴与外输出轴间装大游隙径向深沟球轴承，因此在需要调解转速时满足不了活动要求，但对付周期响应的计较所需时间较长，ＡＮＳＹＳ，当要求输出转速或输出转矩巨细沟通时。

只经过内齿圈３、７作为输入功率又流向Ａ轴，同轴双输出行星齿轮减速器的齿轮加工精度为６级，在图２．１所示的两种传动方案中，ｌｉｇｈｔｗｅｉ＃ａｔａｎｄｌｏｗｎｏｉｓｅｇｅａｒｂｏｘ．ｒｅｓｅａｒｃｈｗｏｒｋａｎｄｒｅｓｕｌｔｓｐｒｅｓｅｎｔｅｄｉｎｔｈｉｓｄｉｓｓｅｒｔａｔｉｏｎｓｕｍｍａｒｉｚｅｄａｓ１、Ａｃｃｏｒｄｉｎｇｔｏｔｈｅｄｅｓｉｇｎｄｅｍａｎｄｓｏｆｔｈｅｃｏａｘｉａｌｐｌａｎｅｔａｒｙｇｅａｒａｒｅｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｗｉｔｈｄｕａｌｐｏｗｅｒｏｕｔｐｕｔ，上世纪７０年代初。

６结论６结论按照某装置技能要求，田竹友，有权保存并向国度有关部分或机构送交论文的复印件和磁盘，计较结果表白，２００７，ＩＣＵｍｅｚａｗａ，优化效果比力明显［２９１同年梁晓光也对２Ｋ－Ｈ型行星齿轮系传动成立了以重量最轻为方针的行星齿轮减速器优化设计数学模型，测试了箱体辐射的声功率，１）齿轮啮合刚度计较要领由于齿轮啮合历程中同时参加啮合的轮齿对数随时间作周期性变革，有限元计较功效相对要小，林元华．大尺寸偏差油管螺纹接头弹塑性接触特性研究．机器科学与技能．（已于２００６年１２月录用）作者在攻读硕士学位期间参与的科研项目舰船齿轮箱振动噪声测试，相关ＡＰＤＬ呼吁流语句及解释如下：ｄｉｆｌ－－ｔｈｌ１－ｔｈｌ０ｄｉｆ２－－ｔｈ９＋ｔｈｌ０ｄｉｆ＇３－－ｔｌｌ３一ｔｈ４１界说担保必然厚度的传轴向推力块的状态变量ｄｉｆｌｌ界说担保必然空间的传动区的状态变量ｄｉ也ｌ界说担保必然厚度的支撑壁的状态变量ｄｉｆ３１界说方针函数为总体积ｔｖｏｌ，考虑行星齿轮传动的偏载影响，假设齿轮箱布局是线性、小阻尼。

以此作为下一阶段的系统特性，即：Ｐ蛳＝１２．５１２ＭＰａ按照最大容许结合压力计较后机壳和内齿圈容许的最大直径变革量，于是迭代遏制，与解析公式计较的功效对比，。

安详系数足够，，啮合攻击是一种载荷鼓励，确定动态鼓励的类型和性质，２）误差鼓励轮齿啮合误差是由齿轮加工误差和安装误差引起的，在计较系统的瞬态响应方面，第ｉ阶模态的模态响应旱ｊ（ｚ）（初始条件为零）为吼（ｆ）＝——Ｌ一【ｚ（ｆ弦一爵唧‘卜‘’ｓｉｎ哆出（ｆ—ｆ）ｄｒ＋Ｐ一石州（ＡｌｓｉｎｔｏｄＪ＋Ｂｔｅｏｓｄｏｊ）历ｆ“‰” （５．８）式中：ｆ（ｔ）＝硒｝ｒ｛Ｆ（ｆ））－一模态力；磊——模态阻尼因子；研，设各根基构件的线速度别离为ｖＩ、ｖ３、ｖ，１２２同轴双输出行星减速器活动学阐明及布局设计２．１３布局设计按照最大外径尺寸和输出转速的要求和行星轮系四个根基条件可以对各齿轮进行齿数简直定，３３ｏｐｖａｒ，有限元法已遍及应用于机器、航空航天、电子、武器、石化、核家产以及铁道、交通、水利、修建、采矿、轻工、地质等规模。

ｓｐａｃｅｆｌｉｇｈｔ，如非凡载荷施加宏、按范例进行强度或刚度校核宏等，高炳军．ＡＮＳＹＳ在机器与化工装备中的应用口哪．北京：中国水利水电出书社。

用Ｉ－ＤＥＡＳ软件研究了增速箱系统的固有特性和动态响应【５引，％＝ｌｘｌ０，对同轴双输出行星齿轮减速器进行了研发设计和阐明，Ｌ．Ｖｅｄｍａｒ等按照齿轮啮合历程中轮齿和轴承的变形确定齿轮啮合刚度和接触方法，１９９０年，７５【５１】Ａ．Ｋａｈａｍａｌｌ，如（ｂ）所示，即ｒｊｓ＝Ｊ口ａｉ则口和Ｙ（ｒ－－ＱｊＳ）为原求解问题（５．４）的一个特征对。

行星轮３载荷减小２０％，ａｖ，得ＮＴ有效的计较功效【２引，个中设计变量为如图４．１所示的布局尺寸参数，（１１）：１２—１３张学义，获得了较好的优化功效【２１１，零阶要领是一个很完善的处理惩罚要领，道理样机如图２．６所示，确定共同公差求得最小过盈量和最大过盈量： ‰＝ｏ．０１８＋Ｏ．０３６＝ｏ．０５４ｍｍ＞ｏ．０４６ｍｍ由此可以判断过盈量选取适当。

２６９：２７３～２９４【５０】Ａ．Ｘａｈ｛ｔｔｎａｎ，获得了可靠的计较功效［２４１，（５．５）９｜ａｌ日】２ｄＩ设０和Ｓ为三对角阵乃的一个特征对，共计９６３３０个节点，推导了斜齿轮啮合刚度的计较公式【”Ｊ，ＳＶ，则：刍二刍：，７，２００３，在动态鼓励下一定发活跃态响应，９重庆大学硕士学位论文２．１．２活动学计较及功率流阐明对要求有两个输出轴的行星减速器，ａｎｄｐｌａｎｅｔａｒｙｇｅａｒｔｒａｉｎｓ们．Ｃｏｍｐ．Ｍｅｍ．Ａｐｐｌ．Ｍｅｃｈ．Ｆａｇ．２００２。

因此。

然后对模数进行圆整。

将传动轴与壳体孔之间以及行星轴与行星轮内孔之间的轴承简化成等刚度圆环，１９９６年，凡是比ＳＶＩ法要快。

差动行星减速器太阳轮（齿轮１）为输入构件，且有：晶＝只＋与（２．１９）由上式可知，经过近似调动，实际上就是在已知鼓励的环境下。

ｒ１９，容差０．１ｍｍ！界说设计变量ｔｈｉ０＝２４ｒａｍ到２８ｍｍ，ｎｕｍ，对付所有的中型及大型布局问题。

ｑ２……ｑ）ｌｉｐ为Ｌａｎｃｚｏ￥转换矩阵，对完全耦合的布局动力学方程及声场方程进行解耦，、Ｍ，３．４．２壳体部件静力有限元阐明模型在成立由前后机壳和外输出轴构成的壳体部件静力有限元阐明模型时，所以在齿轮振动噪声的研究中，装配后减速器的实体模型如图２．２所示，４１绪论关于齿轮刚度鼓励的模拟。

提出了２Ｋ－Ｈ行星齿轮减速器的可靠性优化设计要领【２”，对阻尼矩阵和刚度矩阵的形式没有特殊要求，即有置＝－－（Ｐ３＋晶），）ｌ表４．４壳体优化前后功效比力Ｔａｂｌｅ４．４Ｔｈｅｃｏｍｐａｒｉｓｏｎｏｆｏｒｉｇｉｎａｌａｎｄｏｐ＂ｔＬｎｌｉＺｅｄｒｅｓｕｌｔｓｏｆｓｈｅＨ初始功效综合位移径向位移位移（ｒａｍ）切向位移轴向位移等效应变应变（ｘｌｆｆ３）第一主应变Ｏ．２４８３０．０１５ｌ０．４２８０．２２３－ｏ．２９２２３．０３４１５．１６４．１７．６０５６１８８２０．２４８５０．０１３７优化功效０．２５９６０．０２０１０．２５８５Ｏ．０４７８０．７０８０．３１７－０．４３７３８．１５２１．９０５第三主应变等效应力应力（ＭＰａ）第一主应力第三主应力体积（ｍｍ３）－３２．６４４１８４２０４同轴双输出行星齿轮减速器优化设计图４．７壳体优化前阐明功效Ｆｉ９４．７Ｔｈｅｏｒｉｇｉｎａｌａｎａｌｙｓｉｓｒｅｓｕｌｔｓｏｆｓｈｅｌｌ图４．８壳体优化后位移功效Ｆｉ９４．８Ｔｈｅｏｐｔｉｍｉｚｅｄｄｉｓｐｌａｃｅｍｅｎｔｒｅｓｕｌｔｓｏｆｓｈｅｌｌ重庆大学硕士学位论文图４．８（续）壳体优化后位移功效Ｆｉ９４．￥（ｃｏｎｔｉｎｕｃｄ）ＴｈｅｏｐｔｉｍｉｚｅｄｄｉｓｐｌａｃｅｍｅｎｔｒｅｓｕｌｔｓｏｆｓｈｅⅡ 图４．９壳体优化后应变功效Ｆｉ９４．９Ｔｈｅｏｐ＂洫ｅｄｓｗａｉｎｒｅｓｕｌｔｓｏｆｓｈｅｌｌ４同轴双输出行星齿轮减速器优化设计（ｃ）３ＳＴｐｒｉｎｃｉｐａｌＦｉ９４．１０ｓｔｒｅｓｓ图４．１０壳体优化后应力功效Ｔｈｅｏｐｔｉｍｉｚｅｄｓｌｌ－ｅｓｓｒｅｓｕｌｔｓｏｆｓｈｅｌｌ４．３本章小结介绍了ＡＮＳＹＳ软件优化设计模块的优化设计理论及要领，＝Ｏ．２６１＋Ｏ．１３６＝Ｏ．３９７ｍｍ ③选择公道的过盈量通过综合阐明，影响轮齿啮合刚度主要因素有：齿形参数（齿厚、齿高、齿形及其曲率半径）。

最大等效应力为７０．６４８ＭＰａ，可以担保行星架和内齿圈具有确定的活动，齿轮轮齿综合刚度和轮齿载荷周期性的变革，本文的主要事情和研究结论如下： ①按照设计要求拟定了关闭型和差动型两种同轴双输出行星齿轮传动方案，８２同轴双输出行星减速器活动学阐明及布局设计２同轴双输出行星齿轮减速器活动学阐明及布局设计２．１关闭型同轴双输出行星齿轮减速器方案设计考虑同轴双输出减速器技能要求中对减速器尺寸和重量上的限制，以担保均载浮动效果，行星齿轮传动之所以能用较小的机构外廓尺寸得到较大的功率通报是因为有多个行星轮同时包袱载荷。

１９９４张国瑞．行星传动技能【Ｍ】．上海：上海交通大学出书社，表２．１各对啮合齿轮副和行星架蒙受的载荷构件名称齿轮１齿轮２齿轮３行星架切向力Ｅ（Ｎ）７８３．５０１５６７径向力只（Ｎ）２８５．１７Ｏ所受转矩丁（Ｎ?ｍ）１５．６７Ｏ７８３．５０２８５．１７４５．４４１５６７０６１．１１１７重庆大学硕士学位论文 ②零部件强度校核布局设计时己开端考虑减速器各零部件的强度，ｆ为方针函数的公差，由于问题的范围减小了。

并用数值积分和数值仿真要领对其在某些参数域中进行了非线性振动研究ｆ明；同年魏大盛等针对某一具有五个行星轮的２Ｋ—Ｈ型行星齿轮传动系统，ＡＳＫＡ，用来评价设计方案的黑白，李润方，因此正常运行工况下减速器不会呈现固有频率与传动轴转频或齿轮啮合频率合拍的现象，ｓｖ，一阶要领基于方针函数对设计变量的敏感水平，出格是对付自由度值很大的大型系统，ＡＮＳＹＳ还提供了循环数量控制，即可获得行星轮系外啮合和内啮合齿轮副包罗刚度鼓励、误差鼓励及啮合攻击鼓励的齿轮内部鼓励曲线，４．１．１优化设计理论优化问题的根基道理是通过优化模型的成立，运用差异的要领进行了研究，以缩小体积和减轻重量，当界限条件一按时。

出格是对付大型布局问题，齿轮系统也会受这种内部的动态鼓励而发生振动噪声，导致行星轮间载荷不均衡，ｓｖ一０４ｏｐｖａｒ。

ｋ，在齿轮５与内齿圈７之间增加了一其中转齿轮６，其巨细为晶，３８：１７９－－１９２ｄｅｓｉｇｎＯｎｇｅａｒｓｙｓｔｅｍｓ［Ｊ］．ＦｉｎｉｔｅＥｌｅｍｅｎｔｓｉｎＡｎａｌｙｓｉｓａｎｄＤｅｓｉｇｎ，…。

得正则方程组：嘲ａｓ：０ｏｓ：０堕：０ａｂｌ锄 “．４）解此方程组可得４ｆ’ｂｌ，各部门的应力和变形都不凌驾答允的范畴，经过齿轮１的功率最在定轴轮系中与只合成后由构件Ｂ输出，７８马从谦．渐开线行星齿轮传动设计Ｍ．北京：机器家产出书社， ⑥指定优化循环控制方法，还可以按照零件的质料特性和使用工况进行强度校核，，但难以担保尺寸和重量要求，使齿轮瞬时传动比产生变革，主要要领是运用有限元法对振动布局进行离散，２，减少阐明本钱，若太阳轮每对啮合齿轮副通报的功率为耳，并用鼓形齿联轴器与太阳轮相联，从优化功效可知，增加系统效率，应用ＡＮＳＹＳ软件别离对行星架部件和壳体部件成立有限元模型并作了静力有限元阐明，即满足邻接条件设计行星轮时，求Ｅ极小值，必需首先对行星架进行参数化建模，［Ｃ】，１９１：４１５９－４１９１㈧㈣武宝林，对付＂自由度离散系统的动力方程【Ｍ］馐（ｆ））＋［ｃ】｛岩（ｆ）｝＋【足】｛ｘ（ｆ））＝｛。

ｔｈｌ８。

重量小、惯性小、浮动灵敏。

那么也认为设计交量的搜索已经趋于收敛，齿轮轴和内、外输出轴仅受扭矩的感化，在设计零部件的同时，三个根基构件都蒙受外力矩而活动。

即不会发生共振现象，表４．１行星架优化前后尺寸比力设计变量初始尺寸（ｍｍ）优化尺寸Ｏｎｍ）Ｔｈ３２８２６．０２ｎ１４１８２０Ｔｈ９３．５４．９９ＴｈｌＯ２５２７．９７Ｔｈｌｌ３７．５３３．０ｌＲ８４８．５４６．０２４ｌ重庆大学硕士学位论文表４．２行星架优化前后功效比力Ｔａｂｌｅ４．２Ｔｈｅｃｏｍｐａｒｉｓｏｎｏｆｏｒｉｇｉｎａｌａｎｄｏｐｔｉｍｉｚｅｄｒｅｓｕｌｔｓｏｆｐｌａｎｅｔｃａｒｒｉｅｒ初始功效综合位移径向位移位移（ｒａｍ）切向位移轴向位移等效应变应变（ｘ１０＂３）第一主应变第三主应变等效应力应力（ＭＰａ）第一主应力第三主应力体积（ｒａｍ３）０．２８０５０．００３９０．３９９０．２４４．ｏ．３２４２１．４７７１７．３０６－２６．１３８７２８３０．２８ｌ０．００１６优化功效０．０１６００，还必需确定模数和齿宽等参数，回收Ｌａｎｃｚｏｓ法对同轴双输出行星齿轮减速器进行了有限元模态阐明。

常微分方程组初值问题的数值解法有多种，应用ＳｏｌｉｄＥｄｇｅ软件对两种传动方案进行了布局设计和实体建模，３．３．３行星架部件静力有限元阐明功效应用ＡＮＳＹＳ软件的静力阐明求解模块对行星架部件进行有限元阐明，陈印庭．波纹管密封液压扛杆联动行星齿轮均载机构们．机器科学与技术，轴向（ｘ向）和垂向（Ｙ向）其最大值别离为１１０．９ｄＢ和１２４．２ｄＢ，由于误差的时交性，齿轮的参数直接主导着整个减速器的强度及布局尺寸的巨细。

为了解决这一问题，Ｓ．Ｍａｔｓｕｍｕｒａ．ＶｉｂｒａｔｉｏｎＡｎａｌｙｓｉｓｏｆａＰａｉｒｏｆＨｅｌｉｃａｌＧｅａｒｓＭｏｕｎｔｅｄＯｌｌＥｌａｓｔｉｃＳｈａｆｔｓ．帆．ＡＳＭＥＰｏｗｅｒＴｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎａｎｄＧｅａｒｉｎｇＣｏｎｆｅｒ∞ｃｅ，虽然。

图２．３差动型同轴双输出行星齿轮传动方案Ｆｉ９２．３Ｔｈｅｄｒｉｖｅｓｃｈｅｍｅｏｆｄｉｆｆｅｒｅｎｔｉａｌｃｏａｘｉａｌｐｌａｎｅｔａｒｙｇｅａｒｍｄｎｗｉｔｈｄｕａｌｐｏｗｅｒｏｕｔｐｕｔ１３重庆大学硕士学位论文２．２．１活动学计较及功率流阐明差动轮系传动比计较公式（２．６）可以简写为Ｚｌ’ｈ＋Ｚ３ｎ３＝（Ｚ１＋Ｚ３）”Ｈ（２．２０）对付一个根基构件（太阳轮）输入，因此，１４２（１）：４９－．，在过盈共同外貌还将存在过盈挤压力，１９９７年。

Ｚ，以体积为方针进行优化阐明，（２）阐明了齿轮传动系统内部动态鼓励产朝气理，施加余弦漫衍载荷的ＡＰＤＬ呼吁流措施段如下：ｎｓｌａ！选择与当前选择会合的面相关联的节点！提取节点的最大编号存入变量ｎｌｌｌａｘ＋ｇｅｔ，在有限元阐明措施中，轴向位移有所增加，５．２动态晌应阐明与布局噪声预估５．２．１动态响应计较要领简介凡是动力学模型属强迫振动系统，２００３。

行星轴孔的受载阐明如图３．５所示，以及轮齿从齿根进入到齿顶退出的啮合历程中弹性变形的变革，行星传动被人们遍及用来取代普通齿轮传行动为减速、增速和变速装置，日高照晃就对行星齿轮装置均载机构中各类误差和载荷分派的干系作了介绍。

３．１０可知，本文回收现代设计要领对同轴双输出行星齿轮减速器进行布局优化设计、有限元阐明、固有特性和动态机能仿真，假如满足阮一乃一ｌ｜≤ｆ大概眵一瓦Ｉ≤ｆ。

不只可以大大提高传动效率并且能使轮系中零件的尺寸大幅减小，３，行星架体积减小了４３％。

同时在设计阶段就可以预估减速器的振动噪声，是研究齿轮传动系统振动和噪声的主要问题，Ｌａｎｃｚｏｓ算法的最大长处是其所得的三对角阵乃的特征解直接近似于原矩阵４中，在此一并暗示感激，确定了各齿轮的模数和齿宽等参数，定轴关闭双输出行星齿轮减速器传动方案在活动学上可行，０．０５ｏｐｖａｒ，，借助于计较机用数值解法获得了能满足工程需要的近似解，即零阶要领和一阶要领，泣埘～（２．１１）瓮Ｍ＝赤－Ｈ丝：乓Ｈｈ，在使用零阶函数迫近优化，１９９９年，在动态鼓励下一定发活跃态响应，“活动自由度”被用于两个目的。

［Ｋ】，对行星齿轮传动的技能和经济指标提出了愈来愈高的要求。

。

布局的低阶模态对振动响应影响较大，之后海内学者也作了相关的研究，一是为了解决含有刚体模态的问题，界说了８个设计变量，蒋仁科，（５．３）在Ｉ－ＤＥＡＳ中。

［ｃ】，ｅｑ，它不考虑惯性和阻尼的影响，就是当内输出轴和外输出轴的载荷分派不公道时有可能呈现关闭功率流，１４（１３）：１１４３－１１４６魏大盛。

ｃｔａｌ．Ｉｎｔｅｇｒａｔｉｏｎｏｆｆｉｎｉｔｅｅｌｅｍｅｎｔａｎａｌｙｓｉｓａｎｄｏｐｔｉｍｕｍ２００２，因此在设计此方案时必需进行活动学计较和功率流阐明。

因此本文主要考虑啮入攻击对减速器系统的影响，因此异、与差异时为输入或输出功率，１３，因而常能用较小的机构外廓尺寸得到较大的功率通报。

Ａ．Ｋａｈｒａｎｌａｎ等阐明了直齿轮啮合中的间隙非线性动态特性及由通报误差引起的内部鼓励问题，近年来愈来愈受到从事机器设计的科学事情者和工程技能人员的重视【２０】，同时，ｄ，在虚拟装配历程中存在一些问题：如定轴轮系部门必需在有机架的基本上才气安装，２００２年，李润方，目前齿轮传动系统振动噪声问题的阐明已经形成了一套根基理论体系。

对付足个行星轮均匀漫衍。

２?，由于有定轴轮系关闭的差动轮系。

并与传统解析公式计较进行了比力，海内学者在齿轮非线性动力学方面也进行了大量的研究，回收最优３重庆大学硕士学位论文程度截集要领进行优化。

同时对其动态机能的预估也被提到十分重要的职位上来。

优化效果明显。

对其进行模态阐明。

模态计较功效表白，哪个参数是方针函数，ＬｉＷｅｎ，对付这两种优化要领，重庆清平机器厂委托项目（２００５．６－－２００５．９）ｎ眨眵ＮＪ５－４．２／４．２Ｓ．１型减摇鳍液控装置的振动噪声测试阐明，本文使用零阶要领对同轴双输出行星齿轮减速器进行优化设计，２００２，２９（４）：７５—，ＧｕｙａｎＲｅｄｕｃｔｉｏｎ法和同步向量迭代法（ＳｉｍｕｌｔａｎｅｏｕｓＶｅｃｔｏｒＩｔｅｒａｔｉｏｎ。

．当Ｂ＞０时，即正常工作时，３．３．１行星架偏载受力阐明在行星齿轮传动历程中，白为第．。

ｒ７。

并满足方程‘７０】：１０２同轴双输出行星减速器活动学阐明及布局设计Ｑ＝ｍ）ｉ＿△协Ｈ △＝ＫＤｐＤ’ （２．８）篡咄砰冤，ＴｅｉｋＣ．Ｌｉｍｂ．ＣｏｍｐａｒａｔｉｖｅａｎａｌｙｓｉｓｏｆａｃｔｕａｔｏｒｃｏｎｃｅｐｔｓｆｏｒｏｆＳｏｕｎｄｖｉｂｒａｔｉｏｎｃｏｎｔｒｏｌ忉．ＪｏｕｒｎａｌａｎｄＶｉｂｒａｔｉｏｎ，２００４，在此对你们暗示衷心的感激，在２Ｋ—Ｈ机构中，比输入轴的转频２６６．６７Ｈｚ和输出轴的转频（内输出轴转频为４１．６６Ｈｚ、外输出轴转频为３５．９２Ｈｚ）大得多，其最大漫衍载荷密度为Ｑｏ。

确定行星减速器的固有频率和固有振型，李素有．关闭行星齿轮传动系统的扭振特性研究们．航空动力学报，由几许计较可知外啮合齿轮副的重合度为１．５７。

从而使得行星机构的长处难以实现，１４（：３）：１５～１８李伟，容差０．０５ｒａｍ１界说设计变量ｒ９－－－４５ｍｍ到４８ｍｍ，布局的动力响应可表达为二弘◇））２∑娩概ｏ）ｔ＝１．（５．９）土（５．１０）ｆ１１谬（ｆ）｝＝∑碱）口ｚ（ｆ）将（５．８）式代入（５．９）、（５．１０）式即可获得布局的振动响应，已知行星齿轮传动的啮合频率为４５００Ｈｚ，尸血＝兰》３１（３．６）重庆大学硕士学位论文式中：Ｍ——通报的最大扭矩；ｄ——共同面直径：，表５．１给出了行星减速器的前２０阶固有频率，即满足传动比条件Ｚ３／ＺＩ＝‘Ｈ－１（２．４）以上各式中：Ｚ——中心太阳轮齿数；Ｚ，用实测的误差数值或误差曲线函数暗示最能反应实际环境，ＣｈｉｎｇｈｕａＨｕｎｇ，只＝Ｂ一与＞０。

对同轴双输出行星齿轮减速器做进一步的优化设计，在课题的研究和论文撰写历程中，ＳＡＰ，就可以在ＳｏｌｉｄＥｄｇｅ设计软件中对齿轮等零部件进行三维设计。

如下式所示：％２继趔豁等髫堂型＾…７、厂瓦乏■ 驴一１『瓦莽葛ｈ由式（２．２７）可知，新型的行星齿轮传动组合形式仍将不绝涌现，【吲——布局的总体质量、阻尼和刚度矩阵；饼），，结合齿轮啮公道论及有关试验手段，ｔｈ４，即各对啮合轮齿的刚度鼓励、误差鼓励和啮合攻击鼓励，与我一同事情的同志对本研究所做的任何孝敬均己在论文中作了明确的说明并暗示谢意，以提高产物设计技能指标，ｔｌ，则系统的固有频率和振型随之改变，５０。

还必需具有附加约束条件，因此呈现内功率流，按照最小二乘道理，计较功效与解析法相近。

有局部应力会合呈现，线性或非线性，１９９７川３）：２３６＂一２４２Ａ．Ｂａｊｅｒ，后机壳与内齿圈共同区域的应力较壳体其它区域要大，满足设计要求，ｌｊ｝＋西＋ｋｘ＝ｋｙＯ）（５．１２）式中：ｋ——轮齿平均刚度；ｙ（ｆ）——总等效鼓励误差，Ｎｏｖ．１５?１７，１９９５。

瓦。

并与第２章用传统经验公式计较的功效进行比力；应用ＡＮＳＹＳ有限元阐明软件对解析要领难以计较的形状庞大的壳体部件和行星架部件进行有限元强度阐明，加快度级１／３倍频程布局噪声值界说为．２．ｔ－－１０ｌｏｇ每＝２０ｌｏｇ兰４０４０（５．１８）式中：厶——加快度级ｌ／３倍频程布局噪声。

，２．１．１行星齿轮传动的几许条件行星齿轮传动由于有多对齿轮同时参加啮合蒙受载荷，０．４ｏｐｖａｒ，针对图２．１（ｂ）所示的传动方案，界限条件设置时将减速器与电机相联接的前端盖的配合面全部约束。

李润方，求出在各主坐标下的响应，差动型传动方案与定轴关闭行星传动方案对比力，除了要考虑均载浮动这一要害技能外，３２，２０，各行星轮能够均匀地漫衍在两太阳轮之间，５．１．２同轴双输出行星齿轮减速器有限元模态阐明功效 ①行星减速器计较模型Ｉ－ＤＥＡＳ软件中，１９９９林辉，郭晓东．准双曲面齿轮三维间隙非线性攻击特性阐明ｍ．中国机器工７４参考文献程，这就对其布局设计带来了巨大的挑战。

本文在对同轴双输出行星齿轮减速器进行优化阐明时。

噪声预估，它都能给出很好的功效，在每个漂移点处假如不能找到所有的特征根。

讨论了各类行星轮系布局的功率流计较要领及传动效率的计较要领，２）均载装置的赔偿行动要可靠、均载效果要好，后机壳与内齿圈过盈联接发生的挤压力计较如下［７４１，这些要领主要是：５同轴双输出行星齿轮减速器固有特性与动态响应阐明（１）振型叠加法，２００６附录附录作者在攻读硕士学位期间颁发的论文目录［Ｉ】ＪｉａｎｇＲｃｎｋｅ，林老师和李老师在我所完成的研究课题及结业论文中倾注了大量的心血。

海内外学者对齿轮系统的非线性动力问题的研究就越发遍及深入，五别离是当前的最优方针函数和其相应的设计变量值，由于齿轮的误差和受载弹性变形，两物体动力接触问题活动微分方程为：【—＾彳】ｆ｛．ｒ（ｆ））ｌ＋［ｃ】Ｉ｛．ｒ（ｆ）），１２％Ｊ、” 十ｈ房转臂Ｈ＋％如＋＿１广＋％１房上” 十＾齿轮２齿轮３图２．５差动型同轴双输出行星齿轮减速器受力阐明Ｆｉ９２．５Ｔｈｅｌｏａｄａｎａｌｙｓｉｓｏｆｄｉｆｆｅｒｅｎｔｉａｌｃｏａｘｉａｌｐｌａｎｅｔａｒｙｇｅａｒｒｅｄｕｃｅｒｗｉｔｈｄｕａｌｐｏｗｅｒｏｕｔｐｕｔ结合图２．５所示的受力阐明及式（２．２８）可得，弹性变形也不沟通，图２．６同轴双输出行星齿轮减速器道理样机Ｆｉ９２．６Ｔｈｅｓａｍｐｌｅｏｆｃｏａｘｉａｌｐｌａｎｅｔａｒｙｇｅａｒｒｅｄｕｃｅｒｗｉｔｈｄｕａｌｐｏｗｅｒｏｕｔｐｕｔ由于尝试条件有限，（３）应用ＡＮｓＹＳ软件的ＡＰＤＬ呼吁流语句编写了集参数化造型、网格分别、界限条件处理惩罚、优化阐明于一体的自动建模和阐明计较措施，ｎｓｅｌ（ｋ），ａｎｄｔｈｅｎｔｈｅｉｎｔｒｉｎｓｉｃｎａｔｕｒｅｐｒｏｐｅｒｔｉｅｓｒｅｓｕｌｔｓａｎｄｔｈｅａｒｅｆｒｅｑｕｅｎｃｙａｒｅｏｂｔａｉｎｅｄ．Ｔｈｅｉｎｄｉｃａｔｅｔｈａｔｔｈｅｓｈａｆｔｓｎａｔｕｒｅｆｒｅｑｕｅｎｃｉｅｓｎｏｔａｇｒｅｅｄｗｉｍｔｈｅｒｏｔａｔｉｏｎｆｒｅｑｕｅｎｃｉｅｓｏｆｔｈｅａｎｄｔｈｅｍｅｓｈｉｎｇｆｒｅｑｕｅｎｃｉｅｓｏｆｇｅａｒｓ．ｅｘｃｉｔａｔｉｏｎｓｏｆｔｈｅｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ５）Ｔｈｅｉｎｔｅｒｎａｌｍｅｓｈｉｎｇｓｔｉｆｆｎｅｓｓｔｈｅｄｙｎａｍｉｃｓｙｓｔｅｍｉｎｃｌｕｄｉｎｇｔｈｅｅｘｃｉｔａｔｉｏｎ，传动效率到达９６．８％，王寿佑．圆柱斜齿轮多齿对耦合瞬时啮合刚度的有限元阐明ｍ．济南大学学报，齿轮的啮合刚度界说为使一对或几对同时啮合的轮齿在１ｔｏｎｉ齿宽上发生１ｌｕｎ变形所需的载荷，以体积最小为优化方针，２０００年，１１刚度鼓励一般来说，对付齿轮、输入输出轴等零件，可见齿轮啮合动态鼓励对布局噪声影响很大，１６，应用ＡＮＳＹＳ软件别离对减速器的行星架部件和壳体部件进行静力有限元应力应变阐明，１９９７年。

１９９１，由于传统优化要领求解的根基前提在于方针函数及状态变量的函数方程的建立，）＝－ＡＨ?ｎａ?Ｉｎ．１坞２－ｒ．Ｍｎ＝一晶 ∞４）（２．２５）综合式（２．６）、（２．２０）、（２．２２）、（２．２４）、（２．２５）组合成总的求解方程：１４２同轴双输出行星减速器活动学阐明及布局设计ＺＩ一＋Ｚ３玛＝（Ｚｌ＋ｚ３），按照啮合功率平衡条件在不计摩擦环境下导出感化在各根基构件上外力矩与罐的干系式，个中外啮合网格模型共计１６４００个单位，（２）尝试模态阐明又称模态阐明的尝试历程，（５．１３）上述功效与齿轮振动理论是一致的，向参与我论文评审和答辩的老师和专家们暗示感激，而对付大型庞大布局的有限元模型来说，得出了快速准确判断关闭行星轮系是否存在关闭功率的计较公式【ｌ９１，Ａ，行星架和内输出轴具有丰裕的强度，（３）基于ＡＮＳＹＳ软件的二次开发。

也会发生啮出攻击，——两物体Ｑ，Ｂ，因此忽略外部鼓励的影响，重量最轻，本文的研究事情和阐明功效为高可靠、轻量化、低噪声的同轴双输出行星齿轮减速器的设计提供了理论基本，７重庆大学硕士学位论文１．４论文的主要内容论文课题来源于厂校相助项目，为高可靠、轻量化、低噪声的减速器设计提供理论基本，又因为ＺｌＺ，５１１，经常回收振型截断法求得真实响应的近似解，００１５０．０１５８０．００２９０．４４５Ｏ．３ｌＯ－０．３０７２３．９３７２２．４９８．２４．８５４９２８０图４．２行星架优化前阐明功效Ｆｉ９４．２Ｔｈｅｏｒｉｇｉｎａｌａｎａｌｙｓｉｓｒｅｓｕｌｔｓｏｆｐｌａｎｅｔｃａｒｒｉｅｒ４同轴双输出行星齿轮减速器优化设计图４．３行星架优化后位移功效Ｆｉ９４．３Ｔｈｅｏｐｔｉｍｉｚｅｄｄｉｓｐｌａｃｅｍｅｎｔｒｅｓｕｌｔｓｏｆｐｌａｎｅｔｃａｎ－ｉｅｒ图４．４行星架优化后应变功效Ｆｉ９４．４Ｔｈｅｏｐｔｉｍｉｚｅｄ￥１３＂ａｉｎｒｅｓｕｌｔｓｏｆｐｌａｎｅｔｃａｉＴｉｃｒ４３重庆大学硕士学位论文图４．４（续）行星架优化后应变功效Ｆｉ９４Ａ（ｃｏｎｔｉｎｕｃｄ）ＴｈｅｏｐｔｉｍｉｚｅｄＳｔｌ＇ａｉｎｒｅｓｕｌｔｏｆｐｌａｎｅｔｃａｒｒｉｅｒ图４．５行星架优化后应力功效Ｆｉ９４．５Ｔｈｅｏｐｔｉｍｉｚｅｄｓｌｌ＂ｅｓｓｒｅｓｕｌｔｓｏｆｐｌａｎｅｔｃａｒｒｉｅｒ４同轴双输出行星齿轮减速器优化设计４．２．２壳体优化设计与行星架的优化设计相似，ＨａｎＸｉ．ＳｔｕｄｙｏｎＣｏｕｐｌｅｄＶｉｂｒａｔｉｏｎＲｅｓｐｏｎｓｅｏｆＧｅａｒＳｙｓｔｅｍ．ＦｕｋｕｏｋａＪａｐａｎ：ＰｒｏｃｅｅｄｉｎｇｓｏｆｔｈｅＪＳＭＥｈｔｅｍａｆｉｏｎａｌＣｏｎｆｅｒｅｎｃｅ０１１ＭｏｔｉｏｎａｎｄＰｏｗｅｒＴｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ，ｈｕｍ，这种要领合用范围宽。

图５．１给出了同轴双输出行星齿轮减速器的模态阐明有限元模型， ④声明优化变量，体积在应力、应变等约束条件的限制下到达最小，，其巨细为只，ｅｎｅｒｇｙｃｏｎｓｅｒｖａｔｉｏｎ，因此。

２００６年。

各啮合齿对的接触力为只Ｏ＝ｌ。

，１９７６，成立系统特征值问题的数学模型，１８。

安详系数足够，２０００陈晓霞．ＡＮＳＹＳ７．０高级阐明【Ｍ】．北京：机器家产出书社，）。

在质量矩阵的逆矩阵存在的条件下，当前一对轮齿在进入啮适时，并用映射网格对齿轮进行网格分别，外输出轴旋转发生的轴向推力通事后机壳也通报给前机壳，Ｈａｒｕｏｎｏｕｊｏｕｈ等用声全息技能丈量声压漫衍。

０．１ｏｐｖａｒ，优化技能的观念也在家产出产中逐渐受到重视，使各行星轮载荷始终处于均衡状态，。

是比力成熟的一种数值计较要领，共同面不发生粉碎所容许的最大结合压力为较小值，２８，ＳＶＩ法的精度不取决于用户的判断，别的，应力和变形都相对较小，ｄｏｆｚ，１９９０年。

２００１，．４５吣眇哪Ⅲ阱刘衍平，要实现这一方针行星轮系各齿轮齿数必需要满足必然的几许条件【１８】，ａｕｔｏｍｏｂｉｌｅ，由于本文设计的同轴双输出行星齿轮减速器是以电机为原动机且且负载比力平稳，（４）：１０＂－１３徐锦康．机器设计［Ｍ】．北京：高档教育出书社，为了便于界限条件的处理惩罚，用零阶优化要领实现了形状庞大且具有优化潜力的行星架、壳体零件的优化设计，其阻尼系数可通过尝试模态阐明要领得到。

－，步长为１！假如节点ｋ已选取，【Ｍ】弘）＋【ｃ】Ⅸ）＋【团仁）＝俨Ｏ）｝（５．１）５１重庆大学硕士学位论文式中：【Ｍ】，其它的活动偏向也就确定，增加布局强度；（４）改进产物外型，使其体积最小，… 为一组正交的单元向量，可将数值解法分为隐式解法和显式解法，优化问题的数学模型可暗示为【７５】：ＩｍｉｎＦ（Ｘ）＝Ｆ（却屯、．．?‘）Ｊ函（ｘ）２蜀（而、而、．．‘矗）≤ｏ（ｆ２１，也给布局设计带来了巨大的挑战，获得了各部件的位移场和应力场，轮系中零件的尺寸可以减小，李润方。

对环式减速器的动态机能进行了多方面的研究瞰ｌ，蒋仁科。

应用Ｉ－ＤＥＡＳ响应阐明模块对减速器内部动态鼓励下的振动响应进行数值仿真。

尺寸（如厚度）、形状（如过渡圆角的巨细）、支撑位置、制造用度、自然频率、质料特性等，ｈｊ（ｘ）——约束条件。

界限条件改变。

在不考虑偏载的条件下每对啮合齿轮副通报的功率相等，容差Ｏ．０５ｍｍｏｐｖａｒ，至少不该增加行星齿轮机构的振动和噪声，＝０，变量ｋ从ｎｍｉｎ到ｎｌｌｌａｘ，位移约束施加方法为：内输出轴与螺旋桨的共同面处施加切向零位移约束；将轴承对行星架的两个支撑处施加径向零位移约束；行星架左端与轴承的共同端面施加轴向零位移约束，３．２啮合齿轮副弹性接触有限元阐明３．２．１啮合齿轮副有限元模型同轴双输出行星齿轮减速器中，３３重庆大学硕士学位论文３．４．３壳体部件静力有限元阐明功效在ＡＮＳＹＳ软件中对壳体部件有限元阐明模型进行计较，我衷心地感激导师林腾蛟老师在这期间给予的体贴、辅佐和眷注，图中隐去了内输出轴以清晰显示行星架阐明功效，１９９５，模态阐明分为理论模态阐明和尝试模态阐明，６４７２０个节点，ＳＶ， ②固有特性的计较要领由弹性力学有限元法，沈允文，在担保布局强度的基本上使其体积最小、重量最轻，』立—，对布局的静力阐明包罗布局在静力感化下各部分的应力阐明和变形阐明两个方面，壳体体积减小了２６％，ｇｅｎｅｒａｔｅｍｅｓｈ，１６（２）：１６３－１６６刘景军．斜齿轮啮合刚度的计较叨．武汉工程职业技能学院学报，借助专用软件的优化模块进行强度阐明及优化设计，操纵方便，此时将行星齿轮弹性支承。

提高了行星减速器的设计程度和采煤机的使用机能【２６】；其后张学义等以行星齿轮减速器体积最小为方针函数对其进行优化设计，操作尝试测得的鼓励和响应的时间过程，李润方，差动行星齿轮传动方案更具有灵活性，引起了齿轮传动系统的动态刚度鼓励，江渡为提高二级行星齿轮减速器的传动机能，它与误差鼓励的区别在于。

５，因此经常将它们的影响与内部鼓励一起进行研究，（１）理论模态阐明是以线性振动理论为基本。

制止了各类算法所存在的缺陷。

１０３（２）：４４７ｑ５９［４５】Ｈ．Ｈｏｎｊｏｈ，阐明了斜齿轮在啮合攻击激励下的动力学特性【４，最大等效应力为４３．８９３ＭＰａ，成立了二级行星齿轮减速器恍惚优化的数学模型和附属函数。

２００２，正常运行工况下减速器不会呈现固有频率与传动轴转频或齿轮啮合频率合拍的现象，对付具有短期中断事情方法的齿轮传动，本文在对布局进行工程阐明获得可行设计方案的基本上，１９９５年，通过模态阐明可以鉴定减速器是否存在激振频率与固有频率合拍现象。

３壳体优化前后尺寸比力Ｔａｂｌｅ４．３ＴｈｅｃｏｍｐａｒｉｓｏｎｏｆｏｒｉｇｉｎａｌａｎｄｏｐｔｉｍｋｅｄｄｉｍｅｎｓｉｏｎｓｏｆｓｈｅＨＴｈ６８７Ｔｈ７Ｏ．５１７．９３Ｔｈｌ８１４１５．９９Ｒ７３４Ｒ９４７．５４５Ｒ１９５３５２．９９Ｒ２０１５１７．９９设计变量ｏ（?）１５１０．０１『初始尺寸（ｒａｍ）Ｉ优化尺寸ｃｒ，齿面接触应力最大相差１３％。

李老师渊博的学识、严谨的科学作风、平易近人的处世以及卓有成效的研究要领将使我终生受益，并通过比力差异设计功效验证了恍惚优化设计切合客观实际［２２１，但是，即能使输入功率分路传动，表４．１给出了行星架优化前后各设计变量的尺寸，两个根基构件（内齿圈与行星架）输出的情况，计较后机壳和内齿圈的最小直径变革量ｑ。

并对减速器进行有限元阐明、优化设计和动力学仿真。

２００２，ｎｍｉｎ，Ｐ，这种鼓励形成了啮合历程中的一种位移鼓励，首先。

图５．６给出了同轴双输出行星齿轮减速器齿轮传动系统的内部动态鼓励曲线，齿轮的其它误差对齿轮振动噪声的影响，为此回收齿轮三维攻击动力接触有限元混正当进行数值阐明，（５）操作Ｉ－ＤＥＡＳ软件对同轴双输出行星齿轮减速器进动作态响应阐明，比力阐明两种方案的优缺点，Ａ．Ａｎｄｅｒａｓｏｎ．Ａｍｅｔｈｏｄｔｏｄｅｔｅｒｍｉｎｅｄｙｎａｍｉｃｌｏａｄｓｏｎｓｐｕｒｇｅａｒｔｅｅｔｈａｎｄ０１１ｂｅａｒｉｎｇｓ［Ｊ］．ＪｏｕｒｎａｌｏｆＳｏｕｎｄａｎｄＶｉｂｒａｔｉｏｎ。

提出了一种计较齿轮动力载荷的新要领【４明；次年，实际上是一种理论建模的历程，对模型进行体操纵、网格分别、界限条件处理惩罚及有限元计较，静力阐明可以计较那些可近似处理惩罚为等价静力的外载荷以及牢固稳定诸如重力和离心力的惯性载荷对布局的影响，…，优化后由于前机壳的过渡圆角变小，ｅｌｅｃｔｒｏｎ，杜义．闭式行星传动活动方案设计综合阴．吉林工学院学报，１９９６年，２００１年，图５．３给出了同轴双输出行星减速器外啮合和内啮合齿轮副的单对轮齿啮合刚度曲线。

功率流阐明也极为须要，到达了自动平衡自身倾翻力矩的目的，内输出轴与行星架相联作为一个输出部件，按照强度理论，通过有限元法求出相应的各组方针函数及状态变量的计较功效，４同轴双输出行星齿轮减速器优化设计４同轴双输出行星齿轮减速器优化设计任何一个产物的设计都需要按照设计要求，可得齿轮副的综合剐度鼓励和误差鼓励曲线，至今我国在该类装置中多半使用单输出齿轮传动或电机直接驱动方法，优化效果比力明显，要想得出方针函数及状态变量的解析表达式是十分坚苦甚至是不行能的，于是迭代遏制，５同轴双输出行星齿轮减速器固有特性与动态响应阐明５同轴双输出行星齿轮减速器固有特性与动态响应阐明５．１有限元模态阐明模态阐明属于动力学阐明的一部门，Ｂ，ｌｉｇｈｔｗｅｉｇｈｔ。

通过ＩＤＥＡＳ软件动态响应阐明，对差动型同轴双输出行星齿轮减速器的受力阐明、强度校核及传动效率计较表白。

只能用数值要领，ＬｉｎＴｅｎ舀ｉａｏ，因而纵然没有外部鼓励，它在各类算法的基本上，安详系数足够，由于行星齿轮传动具有功率分流和动轴线的活动特点，李润方，壳体的前机壳通过四点角接触轴承支撑在电机前端盖上，可以按计较：Ｌ＝０．５／ａＦｄ／１０００（２．３２）式中： Ⅳ——轴承的摩擦系数；Ｆ——轴承上的载荷；ｄ——轴承的内径，ｒ９，前后机壳联接压缩碟簧将发生轴向预紧力，蒋仁科二ｏｏ七年二月于重庆大学７１参考文献参考文献【１】【２】２【３】【４】饶振钢．行星传动机构设计（第二版）【ｈｑ．北京：国防家产出书社。

其啮入点偏离啮合线上的理论啮入点，故行星齿轮传动装置载荷均匀性的研究一直是海内外有关学者研究的一个重要课题，５．１．１有限元模态阐明要领机器系统的固有特性与系统的质量或动弹惯量、布局刚度、支承条件等有关。

行星轮Ｉ载荷增大２０％，因此齿轮运转历程中。

这时无阻尼自由振动的活动方程为瞰】省）＋【刚Ⅸ）＝｛Ｏ｝其对应的特征方程为（５．２）（【刚－－（Ｄ２【Ｍ】）‘ｎ＝｛ｏ）式中：ＣＯ——系统的固有频率，各齿轮及行星架的受力环境，表４．２为行星架优化前后的位移、应变、应力及体积，１９９６，得出当行星齿轮个数为３时，成立了齿宽、传动比、受载变形等几许或物理量与啮入攻击速度、最大攻击力之间的定量干系式【４１】；同年林腾蛟等推导了三维动力接触问题有限元殽杂公式。

所以旧Ｉ＞旧Ｉ，２００２年，该减速器的设计乐成可显著提高此类装置的事情机能。

ｂｕｔａｌｓｏｔｈｅｐｒｅｄｉｃｔｉｏｎｏｆｔｈｅｄｙｎａｍｉｃｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｉｓｖｅｒｙｓｉｇｎｉｆｉｃａｎｔｆｏｒｔｈｅｐｌａｎｅｔａｌ＇ｙｇｅａｒｂｏｘｅｓ．Ｔｈｉｓｒｅｓｅａｒｃｈｓｕｂｊｅｃｔｃｏｍｅｓｆｒｏｍｔｈｅｃｏｏｐｅｒａｔｉｏｎｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｏｆｏｆｍｙｓｃｈｏｏｌａｎｄｔｈｅｂｙｔｈｅａｆｆｉｌｉａｔｅｆａｃｔｏｒｙ．ＩｎｏｒｄｅｒｔｏｉｍｐｒｏｖｅｔｈｅｅｑｕｉｐｍｅｎｔｏｗｎｅｄＱｍｇｐｉｎｇｍａｃｈｉｎｅｆａｃｔｏｒｙｏｆＣｈｉｎｅｓｅＳｈｉｐＨｅａｖｙＩｎｄｕｓｔｒｙＣｏｒｐｏｒａｔｉｏｎ，，开发了啮合轮齿自动建模及接触有限元阐明程序，在正常运转时不会呈现转频或啮合频率与齿轮箱固有频率合拍的环境。

即可得Ｎ－－维工程图。

刚度鼓励反应在系统的阐明模型中则是弹性力项的时变系数，从公式（２．２０）看，前机壳主要受推力的感化，１７＝鸣＝一——喝．＂７－－Ｚ５二７Ｚ４２６（２．７）由于各输出轴与螺旋桨相联，假如“活动自由度”的位置被使用为约束，将单齿刚度曲线和误差曲线在对应点处相乘，２３（２）：８０－８３ｆ４】林腾蛟，显然。

拆装比力坚苦。

５（２）：９２－－９５李占权，个中渐开线行星齿轮传动使用最广且类型许多，本文基于ＡＮＳＹＳ有限元优化阐明要领，本文应用ＩＤＥＡＳ软件成立同轴双输出行星齿轮减速器的动力有限元阐明模型，取，准确模拟齿轮系统动态鼓励是阐明齿轮系统振动噪声的要害。

重庆齿轮箱有限责任公司委托项目（２００６．９－２００６．１０）瞪陋盯基于动态仿真及测试的大型齿轮系统振动噪声及抗攻击机能研究，与优化前对比，阐明表白，各类有限元阐明软件相继涌现，即整个减速器在装配历程中就必需与电机壳体相联。

获得了前２０阶固有频率及对应的固有振型，委托加工道理样机并进行了开端试验，热点新闻，１８（４）：３０６－－３０９莫爱贵．行星减速器齿轮系均载及工艺阐明叨．机床与液压，界限条件的处理惩罚要领为：主动轮基体施加切向载荷，表白壳体的优化功效可行，反而增加了轮系中某些构件的载荷。

因此有须要对齿轮传动系统动态鼓励的产朝气理及仿真要领进行深入研究，首先应担保它的布局强度，１９９８年，这是求解多自由度线性振动系统的常用要领，因此在计较历程中还考虑了重力的影响，殷国富．现代机器优化设计要领嗍．北京：化学家产出书社，偏向相反，表４－３给出了壳体优化前后各设计交量的尺寸，可归结为“啮合合成基节误差”，如表２．１所示。

只是转速巨细按照内外输出轴的外载荷自动进行调理。

（３）：１５－＇－１８ ∞即ｍ瞰 ∞ Ｊ．Ｓ．Ｃｈｅｎ，满足约束条件的设计向量的荟萃为可行域。

应用ＡＮＳＹＳ软件别离对减速器的行星架部件和壳体部件进行静力有限元阐明，功效表白ｊ减速器具有足够的强度和刚度，不须再依赖大量的人工做产物应力及布局阐明的事情，从动轮转速产生变革，１９９１，重庆市自然科学基金项目（２００６．９－２００７．１２）同轴双输出行星齿轮减速器研发设计及阐明作者：学位授予单元：蒋仁科重庆大学相似文献(0条) 本文链接：下载时间：2010年4月20日，还可以通过调解载荷系数来实现，也不包括为得到重庞太堂或其他教育机构的学位或证书而使用过的质料，ｄｒ，即满足同心条件Ｚｌ＋２２２＝Ｚ３（２．１） ②担保３个均布的行星轮彼此间不产生过问干与，＝１．２ｘ１５６７－０．５ｘ１５６７ｘ１．８０＝４７０．１０Ｎ协力：Ｅ胎＝√Ｅ日２＋Ｅｍ２＝４２７１．４２＋４７０．１２＝５４２．８２Ｎ；口：姚兰业：３０，因此传动效率可以按行星齿轮传动１８２同轴双输出行星减速器活动学阐明及布局设计效率计较要领【１９１进行计较，ｄｉｆ２，得出两种传动方案均不存在关闭功率流，研究齿轮的误差鼓励时，进行活动学阐明和布局设计。

Ｑ：的外载荷向量和接触力向量，齿轮５与内齿圈７直接啮合进行传动。

啮合攻击鼓励力用轮齿三维动力接触有限元混正当求得，行星轮２载荷稳定，５．２．３动态鼓励产朝气理阐明及仿真计较同轴双输出行星齿轮减速器动态响应阐明时，系数矩阵要产生变革，４（１）：６９－－７３张建云，但计较功效的精度在很洪流平上取决于模型中的“主自由度”的选取，Ａ．Ｒａｇｈｏｔｈａｍａ等用增量谐波平衡法研究了Ａ．Ｋａｈａｉｎａｎ的３自由度模型的分叉与混沌，为此本文还进行第二传动方案的设计，２００４吴炳洋．有限元法在客车车身开发中应用的研究【硕士学位论文】．南京：东南大学，这两种攻击都使啮合线发生偏移，，Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ，日本林辉、高桥崇等提出在行星轮中间安排油膜浮动装置浮动中间轮，ＡＰＤＬ是ＡＮＳＹＳ设计优化的基本，重庆清平机器厂委托项目（２００６．４．．－．２００６．７）齿轮箱布局噪声及空气噪声测试，２００１，严重时甚至还会影响轮系事情的不变性和可靠性，本文的主要研究事情有：（１）按照同轴双输出行星齿轮减速器的技能要求，从尺寸、重量、传动效率、自平衡等进行比力阐明，凡是回收后两种要领，总之，布局各部门的应力值不能凌驾质料的许用应力极限，２４，、％由输入转速％和差动轮系中各齿轮的齿数决定。

其值可按照第Ｋ组设计变量与当前最小目标函数对应的设计变量的设计空间距离及方针函数值确定，钟厉．齿轮系统耦合振动的理论阐明与试验研究．机器工程学报。

这不单使我学会了科学的研究要领，出格是最大等效应力仍远小于质料的屈服应力，大都文献对齿轮系统的内部动态鼓励仅考虑了轮齿的啮合刚度鼓励和误差鼓励，其巨细为乓，将行星轴孔上的径向载荷按１２００范畴内余弦漫衍施加面载荷；行星架右端轴肩处施加装配预紧力；内输出轴的右端施加推力面载荷，通过参数输入就能完成一对齿轮副或整个行星轮系的自动建型、接触应力阐明和最优化设计，，这样，林腾蛟等回收自由网络分别和映射网格分别要领成立了增速箱系统动力阐明有限元模型。

Ｇｗ．Ｂｌａｎｋｅｎｓｈｉｐ等推导了具有时变啮合刚度和间隙的单自由度齿轮系统的基于谐波平衡法的解法，ＪＳＭＥＩｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌＪｏｕｒｎａｌ，低落制造本钱及运输本钱；（２）低落产物整体重量。

之后操作各类优化要领。

张准。

因此无内功率流，在自由态发生轴向预紧力将推力轴承推装到位，多步法有Ａｄａｍｓ法、Ｂａｓｈｆｏｒｔｈ法等。

Ｐ．．ＳｉｎｇｋＮｏｎ－ｌｉｎｅａｒＤｙｎａｍｉｃｏｆａＧｅａｒｅｄＲｏｔｏｒ－ｂｅａｒｉｎｇＳｙｓｔｅｍｗｉｔｈＭｕｌｔｉｐｌｅＣｌｅａｒａｎｃｅｓ田．ＪｏｕｒｎａｌｏｆＳｏｕｎｄａｎｄＶｉｂｒａｔｉｏｎ，但由于不行制止的制造及安装误差，ｄｖ，林腾蛟，按照振动理论可知，ｒ２０，１９９６，只＝Ｂ一只＜０，在此，齿轮制造误差及其齿向啮合误差，行星减速器在运转历程中，叠加求得直齿轮啮合刚度的数学表达式【３３】；１９９７年，缩短产物研发周期，——————：＿——１（３．１１）丢［等等＋ｈＨ［等等叱］代入参数计较得：Ｐ＝２．４０３ＭＰａ。

海内外很多学者从差异的角度，后机壳优化后径向、切向变形变革不大，开发了二维并行有限元求解器，通过活动学分析和功率流阐明获得了在差异工况时功率和效率曲纠１１”。

即满足装配行星轮时，求解减速器的振动特性和动态响应，并且必需满足以下条件：（１）参数化成立模型，从图表所示的优化功效可知，设计变量和状态变量的取值范畴、误差及优化要领如下：ｏｐｖａｒ，将上述参数代入式（３．９）和式（３．１０）计较获得丑一＝嚣等×≥ ｑ（３｜。

ａｌｉｎａ’２００６：１２２２－１２２７【３】林腾蛟， ⑤选择优化东西或优化要领。

如参数、宏、标量、向量及矩阵运算、分支、循环、反复以及会见ＡＮＳＹＳ有限元数据库等【７６１。

求得总的协力。

位移、应变和应力增幅不大，在减速器外输出轴装轴承部位施加圆周径向约束，即根基构件浮动的均载机构、杠杆联动的均载机构及回收弹性原件的均载机构作了较详细的介绍，１３．２齿轮箱振动噪声阐明齿轮系统是各类呆板和机器设备中应用最广的动力和活动通报装置，重庆齿轮箱有限责任公司委托项目（２００５．４－２００６．１２）专用行星齿轮减速器布局阐明及优化设计，１３（２）：３３－３６唐进元，静力阐明的控制方程暗示为： Ⅸ】×ｔ研＝｛Ｆ）式中：陋】——布局刚度矩阵；｛ｘ）——位移向量；（３．１）｛ｎ——载荷向量，在行星减速器方案设计中已确定了各齿轮的齿数。

为了约束刚体模态，本文按照功率流的计较方法对同轴双输出行星齿轮减速器是否存在关闭功率流进行阐明与判断。

用振型叠加法进动作态响应阐明，而且发明了次谐周期、拟周期稳态解和混沌解及两个典范的通向混沌的门路，３６２８４８个单位，ｓｕｂｐｏｐｓｕｂｐ，跟着科技的成长，ｌｌ＝万４；一３＝＂７＝‰，吒——内齿圈的屈服极限，特别是计较机技能的迅速成长，指定阐明文件，。

Ｇ．Ｍａｎｔｒｉｏｔａ．Ｐｏｗｅｒｆｌｏｗｓｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｓ［Ｊ］．ＭｅｃｈａｎｉｓｍａｎｄａｎｄｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙｉｎｉｎｆｉｎｉｔｅｌｙｖａｒｉａｂｌｅＴｈｅｏｒｙ，２０图４．６壳体布局示意图Ｆｉ９４．６Ｔｈｅｄｉａｇｒａｍｍａｔｉｃｓｋｅｔｃｈｏｆｓｈｅｌｌｓｌｌｘｌｃｔｕｍ４５重庆大学硕士学位论文经过ｌＯ步迭代循环。

Ｃ．Ａ．Ｂｒｅｂｂｉａ。

ｄｖ，验证了善活动的正确性。

１９９７年，而且在根基系列的基本上派生出了多种形式的组合式减速器、差速器和变速器等系列产物。

表３．１齿轮应力计较功效外啮合齿轮１８３６１６９校核系数齿面接触应力盯Ｈ（ＭＰａ）齿根弯曲应力仃Ｆ（ＭＰａ）内啮合齿轮２８４９１７８齿轮２６６５１３７齿轮３６８７１３３图３．２外啮合齿轮应力云图Ｆｉ９３．２Ｔｈｅｓｔｒｅｓｓｎｅｐｈｏｇｒａｍｏｆｅｘｔｅｒｎａｌｍｅｓｈｉｎｇｇｅａｒｓ图３．３内啮合齿轮应力云图Ｆｉ９３．３Ｔｈｅｓｔｒｅｓｓｎｅｐｈｏｇｒａｍｏｆｉｎｔｅｒｎａｌｍｅｓｈｉｎｇｇｅａｒｓ重庆大学硕士学位论文３．３行星架部件静力有限元阐明同轴双输出行星齿轮减速器的行星架由两个轴承支撑在前机壳和后机壳上。

刘佳才成立了动员机布局参数优化的数学模型，２００３，获得系统的响应，按齿轮的啮合方法可分为ＮＧＷ、ＮＷ、ＮＮ、ｗｗ、ＮＧＷＮ和Ｎ等型号【ｌ捌。

２００２饶振钢．行星齿轮传动设计［ｈｑ．北京：化学家产出书社，功效表白，并通过配齿优化以到达较高的传动效率，要害词：同轴双输出行星减速器，ＬｉＲｕｎｆａｎｇ，即对付初始设计进行阐明，效率高；事情平稳、噪声小；可进行活动的合成与剖析等等，这种求解算法很是经济，壳体部件具有丰裕的强度，１９９６，对用户的输入要求较少，经齿轮２分流后别离传给齿轮３和行星架Ｈ然后输出，当只＝０。

——两物体Ｑ，行星架优化后的位移、应变和应力如图４．３～图４．５所示。

刘大力大举等将闭式行星传动活动方案设计中涉及的大传动比、关闭功率流、输入与输出的转向与关闭形式的干系进行了详细阐明与研究，同时考虑摩擦力对齿轮接触的动态影响，（４）一阶常微分方程组初值问题的数值解法，其次，输输出，，ｉｔｔｈｅｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｉｓａｂｒｉｎｇｓｔｈｅｓｔｒｏｎｇｃｈａｌｌｅｎｇｅｔｏｔｈｅｓｔｒｕｅｔｕｒｅｄｅｓｉｇｎ．Ｎｏｔｏｎｌｙｎｅｃｅｓｓａｒｙｐａｒｔｏｆｄｅｓｉｇｎ，即得系统的固有频率和振型，——两物体ｑ，２０００，回收ＧｉＵ法对系统的活动微分方程进行数值积分获得了此多自由度系统在刚度鼓励感化下的动态响应［６０ｌ，因此阐明时只提取齿轮系统布局的前２０阶固有频率及其对应的振型，ｄｅｔｅｒｍｉｎｅｔｈｅｂｏｕｎｄａｒｙｃｏｎｄｉｔｉｏｎａｎｄｃｏｍｐｌｅｔｅｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎａｎａｌｙｓｉｓｏｆｔｈｅｓｈｅｌｌａｎｄｐｌａｎｅｔＣａｔＴｉｅｒｐａｒｔｓ．ＴｈｅＺｅｒｏｏｒｄｅｒｍｅｔｈｏｄｉｓｕｓｅｄｔｏｉｍｐｌｅｍｅｎｔｔｈｅｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｄｅｓｉｇｎｕｎｄｅｒｔｈｅｃｏｎｄｉｔｉｏｎｓｏｆｅｎｏｕｇｈｓｔｒｅｎｇｔｈａｎｄｓｔｉｆｆｎｅｓｓ．４）ＴｈｅｄｙｎａｍｉｃＦＥｍｏｄｅｌｏｆｃｏａｘｉａｌｐｌａｎｅｔａｒｙｇｅａｒｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｗｉｔｈｄｕａｌｐｏｗｅｒｏｕｔｐｕｔｉｓｅｓｔａｂｌｉｓｈｅｄｉｎｔｈｅｓｅｌｌｗａｒｅｏｆｉｎｃｌｕｄｉｎｇｔｈｅｍｏｄｅｏｆｖｉｂｒａｔｉｏｎＩ－ＤＥＡＳ。

载荷施加方法为：别离在行星架三个行星轴孔处成立局部柱坐标系，ＰＲＯ?Ｅ，第一部门是齿轮的刚度鼓励的变革部门与误差鼓励的乘积；第二部门是齿轮啮合攻击鼓励，１９９７，１４（９）：７２７—７３０【４３】谢海东，各构件所受扭矩别离为｜｜ｌ以、肘，误差鼓励按精度品级确定的齿轮偏差进行模拟。

０．０５１界说设计变量ｒ７＝３ｍｍ到４ｍｍ。

２叼年乡月ｌｇ日导师签名：寺聿）ｆ驽班签字日期：知口７年年月ｒ７日１绪论１绪论１．１同轴双输出行星齿轮减速器的研究意义行星齿轮传动包罗行星轮系和差动轮系，此时与作为输入功率分成两个支路。

如用Ｄｕｈａｍｅｌ积分。

ｔｈ９，确定其振动位移、振动速度和振动加快度，必需编写施加余弦载荷的ＡＰＤＬ宏呼吁措施【７３１。

（２）：１７６＂－１７７眦∞ 毕文昌。

对付有功率分流的复合体系，１９９５盈（５）：２１－２３畔吣 № 刘大力大举，确定壳体、行星架、内输出轴和外输出轴的应力场和位移场，齿轮的啮合鼓励力也就越大，针对同轴双输出行星齿轮减速器，ｍｅｔａｌｌｕｒｇｙ，ｋ＝，对布局模型做了较多的简化，陈兵奎．攻击／动力接触问题有限元殽杂要领及其应用们．非线性力学学报，谢海东等回收三维接触有限元阐明要领。

ｔｈｌｌ，动态鼓励计较的准确与否直接影响动态响应阐明功效的可信性，｛ｔ（ｆ）），重庆大学硕士学位论文目前这些要领在算法的收敛性、不变性和计较精度方面都有了较深入的研究，李润方等提出了二维攻击／动力接触问题有限元殽杂公式，（１０）：３０－－３１ ∞ 孙智民，在确定了系统的各阶固有频率和固有振型后，１９８６Ｂ．Ｈ．库德里亚夫采夫．行星齿轮传动手册［Ｍ】．北京：冶金家产出书社，则必需给出方针函数。