裂纹故障对斜齿轮时变啮合刚度及振动响应的影响分析

带式输送机二级直齿圆柱齿轮减速器设计之传动方案分析

2.2.1分析和选定传动装置的方案 传动方案通常用机构运动简图的方式表达，根据课程设计任务书中提供的原始参数，分析减速器的工作条件（如运动特点，有无特殊要求等），工作性能（如运输带工作拉力Ｆ，运输带工作速度ｖ），再分析比较多种传动方案的特点，考虑总体结构，尺寸以及加工制造方便，使用和维护易于操作进行，成本低廉等因素从中选择出最佳的传动方案。如果设计的是多级传动，对于有几种传动形式的多级传动要充分考虑各种传动方式的传动特点，合理布置传动顺序，下面几点在考虑传动方案时可供参考。 1．带传动乘载能力小，传递同样功率时结构尺寸较大，但带能吸收振动，传动平稳，适宜布置在高速级，通常ｉ≤７。 2．斜齿轮因为是逐渐进入和退出啮合其传动比直齿轮更平稳，故宜布置在高速级。 3．蜗杆传动可得到较大的传动比，适合于用在高速传动中。 总体传动方案的选择可参考附录I示例图。 2.1 拟定传动方案 机器通常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。传动装置将原动机的动力和运动传递给工作机，合理拟定传动方案是保证传动装置设计质量的基础。课程设计中，学生应根据设计任务书，拟定传动方案，分析传动方案

图2-1 带式运输机传动方案比较 传动方案应满足工作机的性能要求，适应工作条件，工作可靠，而且要求结构简单，尺寸紧凑，成本低，传动效率高，操作维护方便。 设计时可同时考虑几个方案，通过分析比较最后选择其中较合理的一种。下面为图1中a、b、c、d几种方案的比较。 a方案宽度和长度尺寸较大，带传动不适应繁重的工作条件和恶劣的环境。但若用于链式或板式运输机，有过载保护作用； b方案结构紧凑，若在大功率和长期运转条件下使用，则由于蜗杆传动效率低，功率损耗大，很不经济； c方案宽度尺寸小,适于在恶劣环境下长期连续工作.但圆锥齿轮加工比圆柱齿轮困难； d方案与b方案相比较,宽度尺寸较大，输入轴线与工作机位置是水平位置。宜在恶劣环境下长期工作。 根据传动要求，故选择方案d，同时加上V型带传动。即采用V带传动和二级圆柱齿轮减速器传动。 传动方案 1、设计要求：卷筒直径D=350mm，牵引力F=3200N，运输带速度V=0.5m/s， 连续单向运转，载荷平衡，空载启动，使用年限8年，每年使用350天，每天16小时，运输带的速度误差允许 5%。

齿轮传动系统的动力学仿真分析

齿轮传动系统的动力学仿真分析 摘要：本文对建立好的整体机械系统的虚拟样机模型进行运动学和动力学的仿真分析，通过仿真分析，可以方便地得出齿轮传动系统在特定负载和特定工况下的转矩，速度，加速度，接触力等，仿真分析后，可以确定各个齿轮之间传递的力和力矩，为零件的有限元分析提供基础。 关键词：传动系统动力学仿真 adams 虚拟样机 中图分类号：th132 文献标识码：a 文章编号： 1007-9416(2011)12-0207-01 随着计算机图形学技术的迅速发展，系统仿真方法论和计算机仿真软件设计技术在交互性、生动性、直观性等方面取得了较大进展，它是以计算机和仿真系统软件为工具，对现实系统或未来系统进行动态实验仿真研究的理论和方法。 运动学仿真就是对已经添加了拓扑关系的运动系统，定义其驱动方式和驱动参数的数值，分析其系统其他零部件在驱动条件下的运动参数，如速度，加速度，角速度，角加速度等。对仿真结果进行分析的基础上，验证所建立模型的正确性，并得出结论。 本文中所用的动力学仿真软件是adams软件。adams软件使用交互式图形环境和零件库、约束库、力库，创建完全参数化的机械系统几何模型，其求解器采用多刚体系统动力学理论中的拉格郎日方程方法，建立系统动力学方程，对虚拟机械系统进行静力学、运动学和动力学分析，输出位移、速度、加速度和反作用力曲线。adams

软件的仿真可用于预测机械系统的性能、运动范围、碰撞检测、峰值载荷以及计算有限元的输入载荷等。虚拟样机就是在adams软件中建的样机模型。 1、运动参数的设置 先在造型软件ug中将齿轮传动系统造型好，如下图所示。在已经设置好运动副的齿轮传动系统的第一级齿轮轴上绕地的旋转副上 给传动系统添加一个角速度驱动。然后进行仿真。在进行仿真的过程中，单位时间内仿真步数越多，步长越短，越能真实反映系统的真实结果，但缺点是仿真时间也随之变长，占用的系统空间也就越大。所以应该在兼顾仿真真实性与所需物理资源和仿真时间的基础上，选择一个合适的仿真时间和仿真的步长。 在仿真之前先设置系统所用到的物理量的单位，在工程实际中，角速度一般使用的单位是r/min，所以在系统的基本单位中把时间的单位设为min,角度的单位设成rad，而在adams中转速单位为 rad/min。本过程仿真的运动过程为：系统从加速运动到额定转速，平稳运动一段时间后，再减速运动直到停止。运动过程用函数来模拟，输入的角速度驱动的函数表达式为： step( time ,0 ,0 ,2.5 ,9168.8)+ step(time ,7.5 ,0 ,10 ,-9168.8)，此函数表达式的含义为：系统从开始加速运动一直到2.5s时达到了系统的额定转速 9168.8rad/min(1460r/min),从2.5s到7.5s的时间段内，系统以额定转速运动，在7.5s到10s的时间段内，系统从额定转速减速

变刚度调平原理

高层建筑有相当比例的上部结构为刚度相对较弱、荷载不均的框剪、框筒结构，其基础采用桩筏、桩箱基础，建成后其沉降呈蝶形分布，桩顶反力呈马鞍形分布。这些工程的基础设计多数沿用传统理念，采用均匀布桩与厚筏（或箱形承台）。 这种传统理念可以概括为四点： 1、基桩的总承载力不小于总荷载，桩群形心与荷载重心重合或接近；即满足力和力矩的平衡。 2、桩的布置大体均匀，有的还主张在角部和边部适当加密；因为 实测桩顶反力角部最大，边部次之，中部最小； 3、沉降量和整体倾斜满足规范要求； 4、筏板厚度在满足抗冲切的前提下随建筑物层数和高度成正比增大，厚度达3-4m者鲜见，或为增加刚度而采用箱形承台； 常规设计计算方法只考虑静力平衡条件，而没有考虑上部结构、筏板、桩土的共同作用。而实际情况中，群桩效应将导致桩的支承刚度由外向内递减；对于框剪、框筒结构，荷载集度是内大外小，而其上部结构的刚度对变形的制约能力相对较弱。若采用传统设计方法，则碟形差异沉降较明显，易引起开裂，影响正常使用的要求。 而采用变刚度调平设计理论调整桩基布置，使得基底反力分布模式与上部结构的荷载分布一致，可减小筏板内力，实现差异沉降、承台(基础)内力和资源消耗的最小化。

二、传统设计理念的盲区 传统设计理念的盲区归纳起来有以下四个方面： 1、设计中过分追求高层建筑基础利用天然地基 将箱基或厚筏应用于荷载与结构刚度极度不均的超高层框筒结构 天然地基，由此导致基础的整体弯矩和挠曲变形过大，差异变形超标，甚至出现基础开裂。 2、桩筏基础中，忽视桩的选型应与结构形式、荷载大小相匹配的原则 将小承载力挤土桩用于大荷载高层建筑的情况，由此导致超规范密布大面积挤土桩，既不能有效减小差异沉降和承台内力，又极易引发成桩质量事故。 3、桩筏基础中，忽视合理利用复合桩基调整刚度分布、减小差异沉降的作用 由于荷载分布不均，布桩必然稀密不一，承台分担荷载作用在疏桩区不予利用，必然导致该部分支承刚度偏高，既不利于调平，又不利于节材。 4、桩筏设计中，对利用筏板刚度“调整荷载、桩反力分布及减小差异沉降”的期望值过高 筏板对调整荷载和桩反力、减小差异沉降可起到一定作用，但这是以高投入为代价，且效果不理想。 三、基本概念

轴承支承刚度及齿轮啮合刚度计算

4.6设计参数的计算方法 在XXX 的动力学模型中涉及众多的设计参数:如尺寸参数、质量参数,刚度参数等。在本节中介绍其中的刚度参数的计算方法(轴承刚度和齿轮啮合综合刚度)。 1轴承刚度系数的计算方法 一个滚动轴承的径向支承刚度由下式计算 3 21δδδ++= F k 式中: k 一滚动轴承的径向刚度系数 F 一轴承的径向载荷 1δ一轴承的径向弹性位移 2δ一轴承外圈与轴承孔的接触变形 3δ一轴承内圈与轴径的接触变形 (1)轴承的径向弹性位移 轴承的径向弹性位移根据有无予紧按如下两式计算 予紧时: 01βδδ= 轴承中存在游隙时: 2 01g - =βδδ 式中: 0δ一游隙为零时轴承的径向弹性位移,其计算公式见表4一1 g 一轴承的游隙(有游隙时取正号,予紧时取负号) β一系数,根据相对间隙0δg 从图4一7中查出

系数 表4一10δ的计算公式 序号 轴承类型 径向弹性位移计算公式 1 单列深沟轴承 θδd Q 2 3 4 -010 37.4?= 2 向心推力球轴承 θ α δd Q 2 4 -0cos 1037.4?= 3 双列深沟球面球轴承 θ α δd Q 2 3 4 -0cos 1099.6?= 4 向心短圆柱滚子轴承 8.09 .05 -01069.7θ δd Q ?= 5 双列向心短圆柱滚子轴承 815 .0893 .000625.0d F =δ 6 滚道挡边在的上双列向心短圆 柱滚子轴承 8 .0897 .000625.0d F =δ 7 圆锥滚子轴承 8 .09 .05-0cos 1069.7a l Q αδ?= 滚动体上的载荷α cos 5iz F Q =

Manatee振动噪声分析

Manatee软件电磁振动噪声分析 北京天源博通科技有限公司 褚占宇

利用Manatee软件分析丰田Prius2004电机电磁及振动噪声 Manatee软件是由法国EOMYS公司研发的，可以计算电机的电磁振动噪声的软件。北京天源博通科技有限公司是该软件在中国的代理商。 本文主要是利用Manatee软件分析丰田Prius2004款电机的电磁及振动噪声。 表1是丰田Prius2004电机的主要尺寸参数。 表1电机主要的参数 名称数据 定子外径/mm269.24 定子内径/mm161.9 气隙长度/mm0.75 铁心长度/mm83.82 转轴外径/mm110.64 极数/槽数8/48 1建模流程 首先打开Manatee软件。如下图所示。 选择电机类型，点击New Machine按钮，选择要编辑的电机类型。

在电机类型里面选择BPMSM，为内置式的永磁电机类型。P中输入极对数为4（注意这里是极对数不是极数）。 接着设置Machine Dimensions选项，在这里设置电机的定子外半径为134.62mm,定子内半径为80.95mm，转子外半径80.2mm，转子内半径为55.32mm。

计算出气隙长度为0.75mm。 设置定子轴向长度，定子硅钢片轴向长度为83.82，硅钢片的叠压系数设置为0.95。没有径向通风道和轴向通风口。 设置定子槽型，软件提供了多种槽型，选择相应的槽型进行设置。在这里选择槽型11，以下为具体的槽型尺寸参数。

当设置好后，可以点击Preview按钮，生成如下图所示。

定子绕组设置，Prius2004为3相双层，分布短距，绕线间距为5，并绕根数13，并联之路数1，每线圈的串联匝数9。 点击next按钮，选择3相双层，绕组跨距为5。 点击Preview按钮，生成如下图所示。 点击next按钮，设置并联之路数1，每线圈的串联匝数9。

第四章 斜齿行星齿轮传动系统动力学分析精选

第四章斜齿行星齿轮传动系统动力学分析 4.1 引言 行星齿轮传动由于具有重量轻、结构紧凑、传动比大、效率高等优点，在民用、国防领域中都得到了广泛的应用，行星齿轮传动的振动和噪声是影响传动系统寿命和可靠性的重要因素。近年来，国内外学者对行星齿轮传动的动态特性进行了大量研究：J.Lin、R.G.Parker、宋轶民等分析了行星齿轮传动的固有特性[42-49]； A.Kahraman等研究了行星齿轮传动的均载特性 [50-52]，并分析了加工误差对动态响应的影响[53-54]；R.G.Parker等还提出了通过控制啮合相位差抑制系统振动的方法[55-57]；潜波、罗玉涛、D.R.Kiracofe等探讨了复杂行星齿轮传动的动力学建模与分析[59-65]；沈允文、孙涛、孙智民等对星型齿轮传动和行星齿轮传动的非线性动力学特性进行了深入研究[66-70]。 目前，关于行星齿轮传动的研究多针对直齿行星轮系，而对斜齿行星传动的研究还很少，所建立的模型也有待进一步完善。建立精确的动力学模型，是研究动态特性的首要工作，本章针对斜齿行星齿轮传动，以变形协调分析为基础，建立了其耦合非线性动力学模型，推导了其运动微分方程，最后分析了斜齿行星轮系的自由振动特性，对固有频率和固有振型的特点进行了总结。 4.2 系统的动力学模型及方程 4.2.1 传动系统的动力学模型 行星齿轮传动平移-扭转耦合动力学模型考虑的自由度非常多，因此其动力学方程也非常复杂。为方便动力学方程的推导，建立各个集中质量的坐标系如下：OXY为静坐标系，其原点在行星轮系的几何中心，坐标系不随行星轮系运动；Oxy 为行星架随动坐标系，其原点在行星架回转中心，固连在行星架上随行星架的运 O x y为行动而等速运动，其x轴正向通过第一个行星轮中心平衡位置；坐标系n n n 星轮坐标系，也固连在行星架上随之等速旋转，其原点位于行星轮的中心平衡位置，x轴通过太阳轮中心与行星轮中心的连线指向内齿圈，y轴与行星架相切指

变刚度调平设计

桩基变刚度调平优化设计 一、概述 高层建筑有相当比例的上部结构为刚度相对较弱、荷载不均的框剪、框筒结构，其基础采用桩筏、桩箱基础，建成后其沉降呈蝶形分布，桩顶反力呈马鞍形分布。这些工程的基础设计多数沿用传统理念，采用均匀布桩与厚筏（或箱形承台）。 这种传统理念可以概括为四点： 1、基桩的总承载力不小于总荷载，桩群形心与荷载重心重合或接近；即满足力和力矩的平衡。 2、桩的布置大体均匀，有的还主张在角部和边部适当加密；因为实测桩顶反力角部最大，边部次之，中部最小； 3、沉降量和整体倾斜满足规范要求； 4、筏板厚度在满足抗冲切的前提下随建筑物层数和高度成正比增大，厚度达3-4m者鲜见，或为增加刚度而采用箱形承台； 常规设计计算方法只考虑静力平衡条件，而没有考虑上部结构、筏板、桩土的共同作用。而实际情况中，群桩效应将导致桩的支承刚度由外向内递减；对于框剪、框筒结构，荷载集度是内大外小，而其上部结构的刚度对变形的制约能力相对较弱。若采用传统设计方法，则碟形差异沉降较明显，易引起开裂，影响正常使用的要求。 而采用变刚度调平设计理论调整桩基布置，使得基底反力分布模式与上部结构的荷载分布一致，可减小筏板内力，实现差异沉降、承台(基础)内力和资源消耗的最小化。 二、传统设计理念的盲区 传统设计理念的盲区归纳起来有以下四个方面： 1、设计中过分追求高层建筑基础利用天然地基 将箱基或厚筏应用于荷载与结构刚度极度不均的超高层框筒结构天然地基，由此导致基础的整体弯矩和挠曲变形过大，差异变形超标，甚至出现基础开裂。 2、桩筏基础中，忽视桩的选型应与结构形式、荷载大小相匹配的原则 将小承载力挤土桩用于大荷载高层建筑的情况，由此导致超规范密布大面积挤土桩，既不能有效减小差异沉降和承台内力，又极易引发成桩质量事故。 3、桩筏基础中，忽视合理利用复合桩基调整刚度分布、减小差异沉降的作用 由于荷载分布不均，布桩必然稀密不一，承台分担荷载作用在疏桩区不予利用，必然导致该部分支承刚度偏高，既不利于调平，又不利于节材。 4、桩筏设计中，对利用筏板刚度“调整荷载、桩反力分布及减小差异沉降”的期望值过高筏板对调整荷载和桩反力、减小差异沉降可起到一定作用，但这是以高投入为代价，且效果不理想。 三、基本概念 住宅建筑多采用剪力墙结构；办公楼等公共高层建筑主要采用框架-核心筒结构，部分采用框架-剪力墙、筒中筒结构、框支剪力墙结构。这两大类结构体系的力学特性有很大差别。第二类结构的整体刚度差，刚度与荷载分布不均，上部结构与基础、基础相互作用特性更复杂。就设计而言，第二类更复杂，工程实际中由于设计不当而引发的问题更多。 《建筑桩基技术规范》JGJ94-2008提出变刚度调平设计理念，其基本思路是： 考虑地基、基础与上部结构的共同作用，对影响沉降变形场的主导因素——桩土支承刚度分布实施调整，“抑强补弱”，促使沉降趋向均匀。具体包括： 1、高层建筑内部的变刚度调平； 2、主裙房间的变刚度调平。

振动噪声分析论文

汽车噪声主动及被动控制方法简述1前言 随着汽车工业的发展，汽车给人类的出行带来极大的便利，但同时也带来了噪声污染等社会问题。汽车噪声过大会影响汽车的舒适性、语言清晰度，甚至影响驾驶员和乘客的心理、生理健康，如果驾驶员长期处于噪声环境中容易引起疲劳造成交通事故和生命危险；同时，汽车噪声过大也会影响路人的身心健康，人们长时间接触噪音，会耳鸣、多梦、心慌及烦躁，或直接引起听力下降甚至失聪，其中由车辆噪音间接引发的交通事故，也并不鲜见。因此对汽车噪声进行控制就显得非常必要了。 为了治理汽车噪声污染，各国均制定有关标准，我国国家环境保护总局和国家质量监督检验检疫总局于2002年1月4 日联合发布了GB 1495—2002《汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法》强制性标准，代替GB 1495—1979，并于2002年10 月1日实施。 表1 国内外车辆行驶噪声限值标准的比较（单位：dBA） 新标准是在参考ECE RS1《关于在噪声方面汽车(至少有4个车轮)型式认证的统一规定》基础上制定的。新标准的出台，改变了过去标准不科学、测试项目不完整的局面，为治理汽车噪声污染提供了有效的控制手段，对完善我国的汽车

噪声标准体系将起到积极的推动作用。 2汽车噪声来源 汽车是一个包括各种不同性质噪声的综合噪声源，按噪声产生的部位，主要分为与发动机有关的噪声和与排气系统有关的噪声以及与传动系统和轮胎有关的噪声。 （1）发动机发动机噪声包括燃烧、机械、进气、排气、冷却风扇及其他部件发出的噪声。在发动机各类噪声中，发动机燃烧噪声和机械噪声占主要成分。燃烧噪声产生于四冲程发动机工作循环中进气、压缩、做功和排气四个行程，快速燃烧冲击和燃烧压力振荡构成了气缸内压力谱的中高频分量。燃烧噪声是具有一定带宽的连续频率成份，在总噪声的中高频段占有相当比重。 表2 发动机机械噪声类型 机械噪声是指发动机工作时，各零件相对运动引起的撞击，以及机件内部周期性变化的机械作用力在零部件上产生的弹性变形所导致的表面振动而引起的噪声，包括活塞敲击声、气门机构声、正时齿轮声。燃烧噪声和机械噪声都是有发动机本体发出的，并且随着发动机转速的增加，噪声也增加。一般情况下，低转速时燃烧噪声占主导地位，高转速时机械噪声占主导地位。空气动力噪声是指汽车行驶中，由于气体扰动以及气体和其他物体相互作用而产生的噪声。在发动机中，它包括进气噪声、排气噪声和风扇噪声。实践表明，减少振动是降低噪声的根本措施。增加发动机结构的刚度和阻尼，是减少表面振动的办法，从而达到

变刚度复合材料板弹簧及其刚度控制方法与设计方案

图片简介: 本技术涉及一种变刚度复合材料板弹簧，其包括一纤维增强树脂基复合材料板弹簧体，所述板弹簧体内部植入采用形状记忆合金制作的增强纤维；所述形状记忆合金的增强纤维单独或者与发热元件共同组成刚度驱动器。本技术的变刚度复合材料板弹簧将形状记忆合金作为刚度驱动器植入复合材料板弹簧中，并设计配套的加热装置；车载传感及控制系统根据当前驾驶模式的具体需求，对加热装置输出相应指令；加热装置根据指令对形状记忆合金加热，使形状记忆合金的弹性模量按照预定要求变化，最终实现复合材料板弹簧总成刚度在具体驾驶模式下的匹配控制。 技术要求 1.一种变刚度复合材料板弹簧，其特征在于：包括一纤维增强树脂基复合材料板弹簧体，所述板弹簧体内部植入采用形状记忆合金制作的增强纤维；所形状记忆合金的增强纤维 单独或者与发热元件共同组成刚度驱动器。 2.如权利要求1所述的变刚度复合材料板弹簧，其特征在于：所述板弹簧体采用纤维增强树脂基复合材料制作。

3.如权利要求1所述的变刚度复合材料板弹簧，其特征在于：所述增强纤维排布方向与板弹簧体的长度方向一致或呈一定的角度；所述增强纤维连续不断，其两端和车载电源组成导电回路。 4.如权利要求1所述的变刚度复合材料板弹簧，其特征在于：所述板弹簧体两端设有接头螺栓；所述刚度驱动器通过接头螺栓和板弹簧体自身树脂的粘接作用来固定和约束。 5.如权利要求2所述的变刚度复合材料板弹簧，其特征在于：所述刚度驱动器采用如下方法得到：将连续的采用形状记忆合金制作的增强纤维布置在铺层上，并使增强纤维在接头螺栓的钻孔区域转向；在簧身固化成型后，通过接头螺栓及树脂粘接作用实现增强纤维的固定；复合材料板弹簧成型模具中设置形状记忆合金的引出空间，使刚度驱动器与外接电源的连接。 6.一种变刚度复合材料板弹簧的刚度控制方法，其特征在于：包括如下步骤： 1)，将刚度驱动器接口与车载电源连接，即与车载电源、车载传感及控制系统构成悬架刚度的主动控制系统； 2)，在汽车行驶过程中，车载传感系统采集汽车的行驶状态参数并将信息传输给车载控制系统； 3)，车载控制系统根据车载传感系统提供的信息，按照预定的控制策略对车载电源输出相应指令； 4)，车载电源根据车载控制系统的指令对复合材料板弹簧内部的刚度驱动器通电加热，刚度驱动器温度达到所需范围后，内部的形状记忆合金发生相变并改变弹性模量，实现复合材料板弹簧刚度在具体工况下的匹配控制。 7.如权利要求7所述的变刚度复合材料板弹簧的刚度控制方法，其特征在于：所述步骤2)中，所述行驶状态参数包括车身加速度、悬架动行程及轮胎动载荷，主动控制系统通过信号处理系统对采集到的状态信号进行滤波、放大等信号处理操作；同时，由车载路面识别系统对汽车行驶路面进行识别。

齿轮传动

齿轮传动 教学目标了解齿轮传动的特点、分类。 掌握齿轮传动的失效形式和设计准则常用的材料及热处理方法。 掌握齿轮材料的计算载荷。 掌握标准直齿圆柱齿轮的计算方法和主要参数的选择方法。 掌握斜齿圆柱齿轮和圆锥齿轮的受力分析和强度计算方法。 ．教学重点和难点重点：齿轮传动的失效形式和设计准则受力分析直齿圆柱齿轮传动的设计。 难点：齿轮传动的受力分析如何针对不同条件恰当地确定设计准则如何选用相应的设计数据。 第一节特点、类型及设计基本要求一、传动特点缺点：①制造和安装精度要求较高③不适宜用于两轴间距离较大的传动。 ②低精度齿轮传动时噪声和振动较大③工作可靠性高使用寿命长优点：①传动比恒定②传动效率高④结构紧凑⑤传递功率范围大⑥圆周速度可达％。 可达ms。 可达数万千瓦。 二、传动类型两轴平行的圆柱齿轮传动、两轴相交的圆锥齿轮传动、两轴交错的齿轮传动渐开线齿廓和非渐开线齿廓开式传动、闭式传动和半开式传动（一）按照两轮轴线间的相对位置不同分为：（二）按齿廓曲线分为：（三）按工作条件分为：（四）按使用情况分为：低速传动和高速传动、轻载传动和重载传动、传动平稳保证瞬时传动比

不变要求不同程度的工作平稳性指标使齿轮传动中产生的振动、噪声在允许的范围内保证机器的正常工作、承载能力高即要求齿轮尺寸小、重量轻能传递较大的力有较长的使用寿命。 也就是在工作过程中不折齿、齿面不点蚀不产生严重磨损而失效。 在齿轮设计、科研中有关齿廓曲线、齿轮强度、制造精度、加工方法以及热处理工艺等基本上都是围绕这两个基本要求进行的。 三、设计基本要求第二节齿轮传动的失效形式和设计准则齿面疲劳点蚀(pitting)．轮齿折断(breakage)．齿面磨损(abrasivewear)齿面胶合(gluing)齿面塑形变形(ridging)齿轮传动的失效主要是指齿轮轮齿的破坏。 分为种：一、失效形式（Failure）（一）轮齿折断全齿折断常发生于齿宽较小的直齿轮局部折断常发生于齿宽较大的直齿轮和斜齿轮、损伤原因★疲劳折断★过载折断（）轮齿就好象一个悬臂梁在受外载作用时在其轮齿根部产生的弯曲应力最大。 （）在齿根过渡部位尺寸发生急剧变化以及加工时沿齿宽方向留下加工刀痕而造成应力集中的作用。 （）由于轮齿材料对拉应力敏感。 、损伤部位疲劳裂纹往往从齿根受拉一侧开始发生。 、措施（）减小应力集中增大齿根圆角半径,消除加工刀痕（）提高表面硬度如喷丸、碾压处理（）提高内部材料的韧性如采用合适的热处理（）增大齿根厚度如采用正变位齿轮（）保持接触线上的受力均匀性增加轴和轴承的刚度。

43-具有变刚度特性和阻尼功能的NIVOMAT全自动行车高度控制系统

豳匿Ｅ雯甄圈ｌ具有变刚度特性和阻尼功能的ＮＩＶＯＭＡＴ全自动行车高度控制系统 具有变冈幢特性和阻尼功能的ＮＩＶＯＭＡＴ全自动行车高度控制系统 ＮｌＶｏＭＡＴＶｅｈｉｃＩｅＬｅＶｅｌＣＯｎｔｒＯＩＳｙｓｔｅｍＦｅａｔｕｒｉｎｇＶａｒＩａｂＩｅＳｔｉｆｆｎｅｓｓ＆Ｄａｍｐｉｎｇ 撰文／上海汇众萨克斯减振器有限公司工程部严平一７ＦＳａｃｈｓ的Ｎｉｖｏｍａｌ全自动行 么一车高度控制系统（下文简称 Ｎｉｖｏｍａｔ系统）在悬架中用以替代 传统的减振器，实现在任何载重 （额定范围内）的情况下自动将车身 调整到设计好的最佳姿态（高度）， 并且同时具备了车高调节、弹性 元件和阻尼元件这三者的作用。 它由一些必要的功能块（支撑件、 泵、蓄能器、储油器、调整器等） 组成，并且全部整合在了一个直径 为５４—７２ｍｍ的外筒之中。由于车 辆后轴载荷变化比较频繁，所以 Ｎｉｖｏｍａｔ系统通常被安装在汽车的 后桥。 Ｎｉｖｏｍａｔ系统除了多功能的特 性外，另外一个最显著的特征就 是：它用于车身高度调整和平衡的 动力完全来自于汽车行驶过程中车 桥和车身间的相对运动，完全不需 要任何外部能源输入，做到了真正 的高度整合、多功能、零功耗、零 排放。 Ｎｉｖｏｍａｔ系统工作原理 图１列出了Ｎｊｖｏｍａｆ系统的内部 结构和主要部件。由图可见：控制套管装在空心连杆的内部；控制套管的内部又装着泵杆和两个单向阀，并组成了泵系统；活塞和阀系被安装在连杆的下端（活塞端），它在缸筒内运动并产生阻尼力；高压腔内的液压油和高压气体由一个内隔膜分开。在复原行程，泵腔的体积由小变大，由于单向阀的存在，液压油从低压腔被吸入到泵腔。而在压缩行程时泵腔体积由大变小，同样由于单向阀的存在，液压油从泵腔被泵入到高压腔。如此反复高压腔的压力越来越高把车身顶高至最佳行车高度。一旦达到最佳高度 时，系统内部的旁通被打开，油液 在泵腔和高压腔内循环。车高就被 维持在这一最佳高度。 Ｎｉｖｏｍａｔ系统的功能分解 １．车高自平衡功能 行车高度控制和平衡是Ｎ｜ｖｏｍａｔ 系统最重要的一个作用，ＮｊＶＯｌｍａｌ系 统可以补偿汽车上由于载荷变化产 生的对悬架系统设计要求的变化， 从而使汽车在整个载荷变化范围内 的动力学特性几乎保持不变，从技 术上解决了各种性能提出的对设计 要求的矛盾（行车高度、舒适性、操 纵稳定性）。同时还可以使车辆具 有恒定的离地间隙，提高通过性； 使车轮在复原和压缩方向都具有 １００％的动行程；优化后的悬架运 作位置，减少车桥及车轮的磨损， 减少滚动阻力，减少油耗；优化后 的车身姿态可以降低整车的气阻系 数。减少油耗等优点。 由于Ｎｉｖｏｍａｔ系统内部的泵系 统是靠车辆行驶时车身与车轴之 间的相对运动来提供动力的。所 以只有在车辆行驶时它才会起作 用。一般一辆满载的装有Ｎｉｖｏｍａｔ 系统且运动比为１：１的车辆在行驶 ５００～１０００ｍ后就可以达到最佳的 车身高度。路面越粗糙，Ｎｉｖｏｍａｔ 系统的作用速度越快。Ｎｉｖｏｍａｌ系 统在出厂前都要进行１００％的泵功 能测试，只有在规定的时间内能泵 到最高压力的Ｎｊｖｏｍａｔ才能出厂， 从而确保每一个Ｎｉｖｏｍａｔ系统都能 有良好的性能。 ２．变刚度弹簧功能 Ｎｉｖｏｍａｔ系统在悬架中不仅仅 起到高度调节的作用，同时它也 是车辆后轴上的承重件。如果可 以将一辆汽车的重量分为车身自 重与负载两部份的话，那么在装 有Ｎｉｖｏｍａｔ的车辆上大部分车身自 重仍然由机械弹簧（螺旋弹簧、扭 杆或钢板弹簧）支撑。而车辆所装 载货物的重量主要由Ｎｉｖｏｍａｔ系统 来支撑。因此。当对一个Ｎｉｖｏｍａｔ 悬架进行功能展开时，会分解出 三个弹性元件。它们是：机械弹 簧、Ｎｉｖｏｍａｔ系统（气弹簧．高压腔 内的充气反作用力）和缓冲块。在 Ｎｉｖｏｍａｔ系统中，机械弹簧的弹力 会比传统减振系统的弱一些，因为 技术与应用ＡＰＡ（№．９）２∞¨３６ 　万方数据

三自由度齿轮传动系统的非线性振动分析

收稿日期:20030710 基金项目:航空科学基金项目(02C53019)资助 作者简介:刘晓宁(1976-),男(汉),山东, 博士研究生 刘晓宁 文章编号:100328728(2004)1021191203 三自由度齿轮传动系统的非线性振动分析 刘晓宁,王三民,沈允文 (西北工业大学,西安　710072) 摘　要:在建立三自由度齿轮间隙非线性动力学模型的基础上,利用增量谐波平衡法获得了受到参数激励和外部谐波激励的三自由度齿轮传动系统模型的周期响应,包括稳定和不稳定的周期轨道,并利用Floquet 理论研究其稳定性、分岔类型,对系统的参数变化进行分析,研究了系统通向混沌的倍周期分岔道路和拟周期分岔道路,绘制了系统周期解分岔图。关　键　词:齿轮转子轴承传动系统;增量谐波平衡法;Floquet 理论中图分类号:TH13 文献标识码:A N onlinear Vibrations of 32DOF G eared R otor 2B earing System LI U X iao 2ning ,W ANG San 2min ,SHE N Y un 2wen (N orthwestern P olytechnical University ,X i ′an 710072) Abstract :The incremental harm onic balance (IH B )method is used to obtain periodic m otions of a 32DOF non 2linear m odel of a geared rotor system subjected to parametric and external harm onic excitations.The stability of the periodic m otions is investigated by the Floquet theory ,the bifurcation behavior is traced.Parametric studies are performed to understand the effect of system parameters such as excitation frequency on the nonlinear dy 2namic behaviors. K ey w ords :G eared rotor bearing system ;Incremental harm onic balance (IH B )method ;Floquet theory 齿轮传动是应用最为广泛的一种机械传动形式。在齿轮传动系统中,由于齿侧间隙、支承间隙、时变刚度等因素的存在,导致系统产生强非线性振动,这种振动往往表现为系统的分叉、混沌振动现象,会对机械传动系统的工作性能和可靠性产生很大影响。因此,齿轮传动非线性系统的非线性振动研究引起了广泛的关注[2～5]。 从齿轮传动系统间隙非线性动力学研究来说,大部分的研究都是借助数值方法探讨系统分叉、混沌等现象的存在。增量谐波平衡法(IH B )作为求解非线性微分方程周期解的解析方法,具有精度高,适用于求解周期激励问题的特点,尤为重要的是能够求解出混沌吸引子内部的不稳定周期轨道,这也恰恰是实现混沌控制的目标稳定轨道。 本文综合利用增量谐波平衡法和数值方法研究三自由度齿轮传动系统的动态特性,考察系统参数对动态性能的影响,并结合应用Floquet 理论探讨了通向混沌的倍周期和拟周期分叉道路。 1　 三自由度齿轮转子轴承系统的间隙非线性模型及方程 图1　三自由度非线性齿轮传动系统模型 如图1所示的三自由度非线性齿轮传动系统模型,齿轮部分包括齿轮惯量I g 1和I g 2,齿轮质量m g 1和m g 2,基圆直径d g 1和d g 2。齿轮啮合由非线性位移函数f h 和时变刚度 k h (t - ),线性粘性阻尼c h 描述。轴承和支撑轴的模型则由 等效的阻尼元件和非线性刚度元件表述。阻尼元件具有线 第23卷　第10期 机械科学与技术 V ol.23　N o.10　 2004年　10月 MECH ANIC A L SCIE NCE AND TECH NO LOGY October 2004

直齿行星齿轮传动动力学分析设计说明

XXXX 学士学位论文 直齿行星齿轮传动动力学分析 作者:AAA 指导教师：BB 班级：CCC班 2020年10月31日

摘要： 行星齿轮被广泛应用于船舶、飞机、汽车、重型机械等许多领域，它的振动和噪音一直以来都是普遍关注的问题。为了减小其振动和噪音，动力学分析是必不可少的。 本文分析了行星齿轮动力学当中的一些关键性问题，提高了对于行星齿轮传动动态特性的理解。本文在系杆随动参考坐标系下建立NGW型直齿行星齿轮传动的动力学模型。把行星齿轮机构划分成几个相互关联的子系统，通过分析各构件间的相对位移关系利用牛顿第二定律推导出系统的运动微分方程。 应用仿真分析软件ADAMS对行星齿轮传动系统模型进行仿真模拟及运动学分析,并应用solidworks软件对行星齿轮传动系统进行三维实体参数化建模。实现了用虚拟样机来代替实际样机进行验证设计,提高了设计质量和效率。 关键词：行星齿轮，动力学分析，ADAMS，仿真

Abstract: Planetary gear noise and vibration are primary concerns in their applications in the transmissions of marine vessels, aircrafts, automobiles, and heavy machinery. Dynamic analysis is essential to the noise and vibration reduction. This work analytically investigates some critical issues and advances the understanding of planetary gear dynamics. This work Developed An analytical dynamic model of NGW spur planetary gear unit. In order to derive the displacement relationships between gears and carrier, divided the planetary gear mechanism into several sub systems. The governing differential equations were obtained by Newton's second law. ADAMS simulation analysis software for planetary gear drive system is applied to simulate and perform dynamic analysis. And solidworks software for planetary gear drive system to build three-dimensional solid parametric modeling is applied. With a virtual prototype instead of the actual prototype for the design verification, the design quality and efficiency is improved. Key word：planetary gear transmissions, dynamic analysis, ADAMS, simulation

电机振动与噪声的分析

电机的振动及噪声 1、概述 噪声干扰人们正常谈话，降低人的思维能力，使人疲劳，并影响人睡眠、休息和工作，长期生活在大噪声的环境中，不仅可使人耳朵由痛感，还使人的听觉受到损害，甚至会发生昏厥和引起神经系统疾病。而振动是噪声的来源，我们在控制噪声的同时也同样抑制了振动，所以在分析电机的噪声时，总是结合电机的振动一起来描述。 为了保证人们有一个合理的生活、工作环境，各国都制定了法规以限制噪声的污染。我国在1988年参照国际标准ISO1680.2（1986）《声学——旋转电机辐射空气噪声的测定之第二部分简易法》和ISO 3746（1980）《声学——噪声源的声功率级测定：简易法》制定了GB10069.2-88《旋转电机噪声测定方法及限值：噪声简易测定方法》。 电机噪声主要来自三个方面，即空气噪声、机械噪声和电磁噪声，但有时也会将电路内部噪声列入噪声源之一。电路内部噪声主要来自电路自励、电源哼声以及电路元件中的电子流起伏变化和自由电子的热运动。 2、电机噪声和振动及抑制措施 （1）空气噪声 空气噪声主要由于风扇转动，使空气流动、撞击、摩擦而产生。噪声大小决定于风扇大小、形状、电机转速高低和风阻风路等情况。 空气噪声的基本频率f v：f v=Nn/60(H Z) 其中，N——风扇叶片数n——电机转速（RPM） 风扇直径越大，噪声越大，减小风扇直径10%，可以减小噪声2—3dB。但随之冷量也会减少。当风叶边缘与通风室的间隙过小，就会产生笛声(似吹笛声)。如果风叶形状与风扇的结构不合理，造成涡流，同样也会产生噪声。由于风扇刚度不够，受气流撞击时发生振动，也会增加噪声。此外，转于有凸出部分，也会引起噪声。 针对以上产生空气噪声的原因，则下列措施有助于减小空气噪声：合理地设计风扇结构和风叶形状，避免产生涡流；保证风叶边缘与通风室有足够的间隙，在许可情况下，尽量缩小风扇直径；在许可情况下，将气流转向后再吹(吸)出，可明显降低噪声，此在吸尘器中已有采用；保证风路通畅，减小空气的撞击和摩擦。 如果从声源方面还不能控制通风噪声时，就要采用隔声或用消声的方法，还可以在定子径向风道口附近防置吸声材料。最简单也是最有效的隔声方法是用钢板、木板或塑料板制成的隔声罩，把整个电机包围起来，可降低噪声20分贝左右，当然这对整体三热是不利的，而且所占用的空间也比较的大。

船舶结构振动噪声分析及其进展

船舶结构振动噪声分析及其进展 【摘要】随着我国船舶事业的不断发展，对船舶结构振动噪声的研究提出了新的要求。本文首先概述了船舶结构振动噪声的相关话题，分析了船舶结构声学的设计方案。最后结合实际，深入探究了船舶振动的特性及计算等相关问题。 【关键词】船舶结构；振动噪声；分析；进展 一、前言 船舶事业日新月异的发展，要求有关人员对船舶结构的振动噪声做出深入分析，以最大程度地降低噪声的出现。由于船舶是一件大型的运输设备，其结构振动噪声的分析要涉及到多方面因素，对这些因素控制的好坏对该项课题的研究有深远意义。 二、概述 在船舶设计的最早阶段就要考虑声学方面的要求，这是船舶结构声学设计的基本原则。如果在船舶设计的早期阶段就能将涉及声学的各种要求，体现在具体的船舶结构设计中，则可用较少的费用获得较好的降低振动和噪声级的效果。 船体结构辐射噪声的分布规律与结构表面振动速度有密切关系，而结构表面振速的量级与分布，在一定的激励力下，主要取决于结构本身的振动响应特性。利用模态分析识别结构固有特性，找出主导模态，调开船体结构振动共振频率，可以达到降低噪声的目的。然而，这种解决问题的办法所需费用较大，如果在一开始就结合声学要求进行结构设计，则不仅节省开支，而且可以获得更大、更好的效果。因此在船舶设计阶段就进行结构的振动噪声分析是很有意义的。 船舶结构的振动声学分析，对于优化船舶结构的声学设计，具有重要的指导意义。船舶声学设计的基本原则，就是在船舶设计的最早阶段就考虑声学方面的要求。而船舶建造型式直接影响船上声学和振动状况，在船舶设计的早期阶段，选择声学上最佳的船舶建造型式是声学设计的最重要阶段。 船舶振动过大不但会造成船舶结构的损坏，而且会影响船用设备的正常使用。为此，必须在船舶设计阶段对船舶结构的局部振动性能和总体振动性能进行预报，以便在结构设计方面采用合理方案和必要的措施。随着计算机技术的迅猛发展及大型软件的应用，使船舶结构振动成为国内、外舰船振动研究的活跃领域。近年来对船舶振动预报的研究，大致可分为:全船模态分析响应、尾部结构振动及上层建筑振动三个部分。 三、船舶振动特性及计算 1.船舶的振动特性