基于試驗測試的履帶車輛行星變速機(jī)構(gòu)振動特性分析

張強(qiáng)， 李洪武， 程燕， 張玉東

(1.中國北方車輛研究所 車輛傳動重點(diǎn)實驗室, 北京 100072; 2.北京理工大學(xué) 機(jī)械與車輛學(xué)院， 北京 100081)

0 引言

高速履帶車輛要求在復(fù)雜多變的載荷中，具有靈活的機(jī)動性能，行星變速機(jī)構(gòu)是實現(xiàn)高速履帶車輛機(jī)動性的核心部件[1]。高速履帶車輛的動力艙一般安裝在車輛后部，動力艙由發(fā)動機(jī)和液力機(jī)械綜合傳動裝置組成，行星變速機(jī)構(gòu)安裝在液力機(jī)械綜合傳動裝置中，是液力機(jī)械綜合傳動裝置的核心部件。行星變速機(jī)構(gòu)內(nèi)部通常包含3至4排行星齒輪，通過離合器和制動器的分離與結(jié)合操控不同行星齒輪，實現(xiàn)車輛擋位變化[2]。行星變速機(jī)構(gòu)運(yùn)行時的振動劇烈，降低了行星變速機(jī)構(gòu)的運(yùn)行精度、傳遞效率和使用壽命[3]。然而由于復(fù)雜的多排行星齒輪耦合作用，其內(nèi)部行星齒輪嚙合過程與振動的映射關(guān)系仍不清楚[4]。因此，對行星變速機(jī)構(gòu)振動特性進(jìn)行研究，進(jìn)而實現(xiàn)行星齒輪的優(yōu)化設(shè)計，具有重要理論意義和工程應(yīng)用價值[5]。

針對行星變速機(jī)構(gòu)的振動問題，國內(nèi)外學(xué)者進(jìn)行了大量研究，美國俄亥俄州立大學(xué)Petry-Johnson等[6]開展了大量應(yīng)用于汽車、航空航天等領(lǐng)域的高速、大功率、變載荷齒輪的試驗研究。Ottewill等[7]將編碼器等設(shè)備應(yīng)用于臺架試驗，其中采用數(shù)字信號處理器(DSP)編程實現(xiàn)了主動輪轉(zhuǎn)矩的動態(tài)調(diào)整，并對互相嚙合齒輪副的振動速度、加速度等數(shù)據(jù)進(jìn)行實時采集。Botman等[8]測量了飛機(jī)齒輪箱的振動情況，試驗結(jié)果表明系統(tǒng)在加速與減速階段存在明顯的幅值跳躍現(xiàn)象，與傳統(tǒng)理論分析結(jié)果相一致。Inalpolat等[9]通過試驗手段驗證了考慮制造誤差時系統(tǒng)動力學(xué)響應(yīng)分析的正確性。Ericson等[10]為了測試各齒的實際振動情況，將加速度傳感器直接貼于齒輪本體上，并進(jìn)行了模態(tài)試驗，綜合分析了系統(tǒng)固有特性與振動響應(yīng)。

國內(nèi)外研究機(jī)構(gòu)雖然對變速機(jī)構(gòu)進(jìn)行了大量研究，但研究對象主要為簡單行星齒輪，對于高速履帶車輛多排耦合行星變速機(jī)構(gòu)，受限于試驗條件和試驗?zāi)芰?，試驗分析較少。且高速履帶車輛行星變速機(jī)構(gòu)內(nèi)部結(jié)構(gòu)復(fù)雜，測量到的原始信號通常都是多個源信號的混合疊加，給內(nèi)部激勵的分析帶來了困難。本文針對某7擋高速履帶車輛用行星變速機(jī)構(gòu)，建立了行星變速機(jī)構(gòu)振動加速度測試系統(tǒng)，并對其典型擋位的振動加速度進(jìn)行了測試分析，分析了典型擋位振動時域值和頻域值，試驗測試結(jié)果對揭示行星變速機(jī)構(gòu)的振動特性，及行星變速機(jī)構(gòu)內(nèi)部激勵與振動的映射關(guān)系具有一定的指導(dǎo)意義。

1 行星變速機(jī)構(gòu)振動測試方案

1.1 行星變速機(jī)構(gòu)關(guān)鍵構(gòu)件運(yùn)動學(xué)關(guān)系

不同擋位下行星變速機(jī)構(gòu)的工作構(gòu)件不同，導(dǎo)致各擋位行星輪系運(yùn)動學(xué)關(guān)系不同。在進(jìn)行行星變速機(jī)構(gòu)振動測試試驗前，需計算在不同擋位下行星變速機(jī)構(gòu)各輪齒的運(yùn)動學(xué)關(guān)系。

本文研究的某7擋高速履帶車輛用行星變速機(jī)構(gòu)簡圖如圖1所示，該行星變速機(jī)構(gòu)共有3個制動器(B1、B2、B3)、3個離合器(C1、C2、C3)共6個換擋元件，換擋邏輯如表1所示。表1中：第1行代表在1擋時其制動器B1、B3與離合器C1閉合，其他換擋原件分離，第2行表示在2擋時制動器B3與C1、C2閉合；○表示閉合。

圖1 行星變速機(jī)構(gòu)方案簡圖Fig.1 Schematic diagram of planetary transmission mechanism

表1 行星變速機(jī)構(gòu)換擋邏輯表

Tab.1 Shift logical table of planetary transmission mechanism

擋位制動器離合器B1B2B3C1C2C31擋○○○2擋○○○3擋○○○4擋○○○5擋○○○倒1擋○○○倒2擋○○○

表2為行星變速機(jī)構(gòu)各擋位下各輪系的工作構(gòu)件，如1擋時第2排、第3排行星齒輪傳遞動力，第1排行星齒輪不參與功率傳遞。在2擋工況下3排行星輪系均參與工作，在進(jìn)行關(guān)鍵構(gòu)件嚙合頻率計算時，其他擋位運(yùn)動關(guān)系可以參照2擋工況建立。

下面以2擋工況為例進(jìn)行計算關(guān)鍵構(gòu)件嚙合頻率，在2擋工況下，第1排行星架輸入，第3排行星架輸出。根據(jù)行星輪系運(yùn)動學(xué)關(guān)系分析可獲得各排

表2 各擋位下工作行星齒輪

行星架轉(zhuǎn)速運(yùn)動關(guān)系為

ωh1=ωo，

(1)

(2)

(3)

式中：ωo表示繞中心軸o的輸入角速度；zhi表示第i排行星架中構(gòu)件h的齒數(shù)，h=s, p, r，s、p、r分別表示太陽輪、行星輪和齒圈。

各排太陽輪轉(zhuǎn)速運(yùn)動關(guān)系為

(4)

ωs1=ωs2，

(5)

ωs3=ωh2.

(6)

各排齒圈轉(zhuǎn)速運(yùn)動關(guān)系為

ωr1=ωh2，

(7)

ωr2=0，

(8)

ωr3=0.

(9)

各排行星輪轉(zhuǎn)速運(yùn)動關(guān)系為

(10)

(11)

(12)

各排太陽輪嚙合頻率關(guān)系為

ωns1=(ωs1-ωh1)zs1，

(13)

ωns2=(ωs2-ωh2)zs2，

(14)

ωns3=(ωs3-ωh3)zs3，

(15)

式中：ωnsi表示第i排(i=1,2,3)太陽輪嚙合頻率。

各排行星輪嚙合頻率關(guān)系為

ωnp1=abs(ωp1-ωh1)zp1，

(16)

ωnp2=abs(ωp2-ωh2)zp2，

(17)

ωnp3=abs(ωp3-ωh3)zp3,

(18)

式中：ωnpi表示第i排(i=1,2,3)行星輪嚙合頻率。

根據(jù)行星變速機(jī)構(gòu)的各排齒輪參數(shù)，當(dāng)輸入轉(zhuǎn)速為2 500 r/min時，經(jīng)計算各擋關(guān)鍵構(gòu)件頻率如表3～表6所示。

表3 1擋關(guān)鍵構(gòu)件頻率

表4 2擋關(guān)鍵構(gòu)件頻率

表5 4擋關(guān)鍵構(gòu)件頻率

表6 倒1擋關(guān)鍵構(gòu)件頻率

1.2 行星變速機(jī)構(gòu)振動測試系統(tǒng)

行星變速機(jī)構(gòu)振動測試系統(tǒng)由驅(qū)動電機(jī)、增速箱、行星變速機(jī)構(gòu)包箱和加載電機(jī)構(gòu)成，實現(xiàn)行星變速機(jī)構(gòu)的驅(qū)動與加載。液壓系統(tǒng)提供行星變速機(jī)構(gòu)2.0 MPa操縱油壓和不同流量的多路潤滑，轉(zhuǎn)矩儀、轉(zhuǎn)速傳感器和壓力傳感器分別用于轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速和壓力測量。振動加速度傳感器布置在行星變速機(jī)構(gòu)包箱上，振動數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)能夠?qū)崿F(xiàn)測試點(diǎn)加速度采集處理，試驗臺架總體布置如圖2所示。試驗用儀器如表3所示。

圖2 振動測試臺架布置圖Fig.2 Arrangement of vibration test bench

表3 測試設(shè)備

Tab.3 Test equipment

序號名稱型號生產(chǎn)廠家1數(shù)據(jù)采集儀LMS SC305-UTP德國西門子公司2數(shù)據(jù)分析軟件LMS Test .lab13A德國西門子公司3多通道動態(tài)應(yīng)變采集儀DRA30日本TML公司4振動加速度傳感器RION PV-91C日本RION公司5磁座MH-103-1B美國CTC公司6激振力錘8206-002丹麥B&K公司7應(yīng)變片BHE120-1BA濟(jì)南西格馬科技有限公司

行星變速機(jī)構(gòu)安裝在包箱內(nèi)，輸入端與增速箱和驅(qū)動電機(jī)連接，輸出端與加載電機(jī)連接，包箱實現(xiàn)變速機(jī)構(gòu)的固定、密封和與其他試驗功能模塊的連接，振動加速度測試系統(tǒng)如圖3所示。

1.3 測點(diǎn)布置

行星變速機(jī)構(gòu)振動加速度測點(diǎn)的布置如圖4所示，每個測點(diǎn)有3個通道，定義通道2(y軸方向)為軸向方向，通道1(x軸方向)與通道3(z軸方向)為徑向方向。

圖4 振動測試測點(diǎn)布置Fig.4 Vibration test point arrangement

測點(diǎn)7和測點(diǎn)8靠近輸入端，接近第1排行星齒輪，測點(diǎn)1和測點(diǎn)2位于第1排與第2排行星齒輪之間，測點(diǎn)10和測點(diǎn)9位于第2排與第3排行星齒輪之間，測點(diǎn)3、測點(diǎn)4、測點(diǎn)5、測點(diǎn)6靠近第3排行星齒輪并接近輸出端。

1.4 試驗工況

輸入端的轉(zhuǎn)速設(shè)置為2 500 r/min,輸入端轉(zhuǎn)矩分別設(shè)置為空載、半載(1 425 N·m)、滿載(2 850 N·m)3種載荷，選取1擋、2擋、4擋、倒1擋4種典型擋位作為測試工況。測試時，分別對不同擋位不同載荷的振動加速度數(shù)據(jù)進(jìn)行采集，振動測試系統(tǒng)采樣頻率設(shè)置為10 240 Hz，頻率的分辨率設(shè)置為0.25 Hz，每種工況的測試時間設(shè)置為1 min.

2 行星變速機(jī)構(gòu)振動測試時域值分析

信號的時域值(振動均方根(RMS)值)反映信號的能量，是表征動態(tài)信號強(qiáng)弱的指標(biāo)，其計算公式為

(19)

式中：N為測試點(diǎn)總數(shù)；Xi為測試點(diǎn)振動RMS值。

2.1 1擋振動RMS值分析

在1擋轉(zhuǎn)速2 500 r/min時，各測點(diǎn)的振動RMS值如圖5所示。從圖5中得出測點(diǎn)2的z軸方向在各加載載荷下振動RMS值最大，測點(diǎn)2的振動RMS值波動范圍為2.5～15.0g，且隨著加載轉(zhuǎn)矩的增大，其振動RMS值呈整體增大趨勢。測點(diǎn)3、測點(diǎn)4、測點(diǎn)6、測點(diǎn)7、測點(diǎn)8、測點(diǎn)10共7個測點(diǎn)y軸方向的振動加速度最大，從測試值可以看出軸向振動加速度大于徑向加速度，振動加速度最大值并不是沿著行星輪系旋轉(zhuǎn)方向。

圖5 1擋轉(zhuǎn)速2 500 r/min時振動RMS值Fig.5 Vibration RMS value at 2 500 r/min in 1st gear

對于軸向產(chǎn)生較大振動的原因主要有以下3個方面：1)軸向在加載過程中有一定的竄動；2)齒輪等零部件在加工裝配過程中會有一定的尺寸偏差，在大的加載下，行星齒輪會發(fā)生偏載而使得受力不均勻，對于其徑向方向上由于高速旋轉(zhuǎn)的離心力，降低了徑向振動，而使得軸向振動較大；3)行星變速機(jī)構(gòu)的振動測試需要試驗包箱，試驗包箱會抑制徑向方向振動，導(dǎo)致軸向振動較大。在行星變速機(jī)構(gòu)運(yùn)行過程中，軸向的竄動會極大地破壞變速機(jī)構(gòu)的軸承及摩擦片等零部件，加速變速機(jī)構(gòu)的失效和破壞。

同時發(fā)現(xiàn)布置在同一圓周上的測點(diǎn)如測點(diǎn)1和測點(diǎn)2、測點(diǎn)9和測點(diǎn)10等，理論上結(jié)果應(yīng)該相同或相近，測試結(jié)果卻出現(xiàn)較大差異，這主要由于行星變速機(jī)構(gòu)安裝在試驗包箱內(nèi)，試驗包箱按照行星變速機(jī)構(gòu)實際安裝的位置設(shè)計，在不同部位對行星變速機(jī)構(gòu)有一定固定作用，也就抑制了某些方向上的振動，導(dǎo)致雖然同一圓周上的測點(diǎn)出現(xiàn)測試結(jié)果的差別。

同一圓周上不同測點(diǎn)結(jié)果不同，說明試驗箱體和固定結(jié)構(gòu)對行星變速機(jī)構(gòu)的振動特性也有一定影響，在以后設(shè)計過程中，針對現(xiàn)在振動加速度比較大的方向，可以考慮增加支撐，提高整體結(jié)構(gòu)的剛度，通過設(shè)計優(yōu)化達(dá)到整個圓周上振動加速度相同，減少振動對行星變速機(jī)構(gòu)運(yùn)行的影響。

2.2 2擋振動RMS值分析

在2擋轉(zhuǎn)速2 500 r/min時，各測點(diǎn)的振動RMS值如圖6所示。經(jīng)比較可得2擋各測點(diǎn)的振動RMS值要遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于1擋，其振動RMS值在各加載載荷下最大值也為測點(diǎn)2的z軸方向，測點(diǎn)2的振動RMS值波動范圍為20～25g，隨著載荷的增大，其振動RMS值逐漸增大，這一特性與1擋類似。測點(diǎn)1與測點(diǎn)2的z軸方向振動RMS值最大，測點(diǎn)3、測點(diǎn)4、測點(diǎn)5、測點(diǎn)6、測點(diǎn)7、測點(diǎn)8、測點(diǎn)10上y軸方向的振動RMS值最大，在測點(diǎn)9上x軸方向的振動RMS值最大。

圖6 2擋轉(zhuǎn)速2 500 r/min時振動RMS值Fig.6 Vibration RMS value at 2 500 r/min in 2nd gear

2.3 4擋振動RMS值分析

在4擋轉(zhuǎn)速2 500 r/min時，各測點(diǎn)的振動RMS值如圖7所示。經(jīng)比較可得4擋各測點(diǎn)的振動RMS值要遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于2擋，其振動RMS值在各加載載荷下最大值也為測點(diǎn)2的z軸方向，測點(diǎn)2的振動RMS值波動范圍為35～58g，隨著載荷的增大，其振動RMS值整體逐漸增大，這一特性與1擋、2擋類似。但是測點(diǎn)2在z軸方向上的振動RMS值隨著轉(zhuǎn)矩增大反而減少并穩(wěn)定，這主要是由于測點(diǎn)2位于第2排行星齒輪位置，第2排行星齒輪在此擋位對振動影響較大，隨著轉(zhuǎn)矩的增加，行星齒輪載荷不均勻系數(shù)變小，第2排行星齒輪偏載逐漸改善，使得其振動RMS值下降。

圖7 4擋轉(zhuǎn)速2 500 r/min時振動RMS值Fig.7 Vibration RMS value at 2 500 r/min in 4th gear

2.4 倒1擋各測點(diǎn)振動RMS值分析

在倒1擋轉(zhuǎn)速2 500 r/min時，各測點(diǎn)的振動RMS值如圖8所示。由圖8可知：在此擋位測點(diǎn)10的y軸方向振動RMS值最大，波動范圍為2.5～20.0g；在倒1擋，y軸方向上的振動RMS值整體較大，說明在倒1擋時主要需控制軸向的竄動。

圖8 倒1擋轉(zhuǎn)速2 500 r/min時振動RMS值Fig.8 Vibration RMS value at 2 500 r/min in reverse 1st gear

2.5 各擋位工作構(gòu)件與振動RMS值關(guān)系

根據(jù)表2各擋位工作構(gòu)件，行星變速機(jī)構(gòu)在1擋工作時，主要的工作構(gòu)件是第2排、第3排行星齒輪，2擋時工作構(gòu)件為第1排、第2排、第3排行星齒輪，4擋時工作構(gòu)件為第1排、第2排行星齒輪，倒1擋的工作構(gòu)件為第1排、第3排行星齒輪。通過比較振動RMS柱狀圖，可以發(fā)現(xiàn)1擋、2擋下測點(diǎn)2的z軸方向(徑向)有較大的振動，倒1擋下測點(diǎn)2的振動很小。根據(jù)振動測點(diǎn)的位置，測點(diǎn)2位于第2排行星齒輪處，當(dāng)?shù)?排構(gòu)件參與嚙合時，測點(diǎn)2的z軸方向會有較大振動；在1擋、2擋時，由于第2排行星齒輪參與工作，所以其測點(diǎn)2的振動較大；當(dāng)擋位處于倒1擋時，測點(diǎn)10位于第3排行星齒輪處，第3排行星齒輪參與工作，其測點(diǎn)行星齒輪振動RMS值較大。

3 行星變速機(jī)構(gòu)振動測試頻譜分析

3.1 1擋振動頻譜

1擋y軸、z軸方向上的振動頻譜如圖9所示。由圖9可知：在1擋2 500 r/min下，在y軸方向測得最大振幅為1g，頻率為1 046 Hz，其頻率與第2排行星齒輪的理論嚙合頻率為1 032.4 Hz較吻合。第2個波峰振動頻率為2 092 Hz，與第2排行星齒輪2倍頻2 064 Hz一致。試驗測得y軸方向第3個波峰的頻率為3 083 Hz，與第2排行星齒輪嚙合頻率的3倍頻3 096 Hz吻合。y軸方向第4個波峰的頻率為4 074 Hz，經(jīng)分析與第2排行星齒輪嚙合頻率的4倍頻對應(yīng)，其4倍頻的理論值為4 128 Hz.y軸方向上第5個波峰的試驗頻率為6 166 Hz，經(jīng)分析與第2排行星齒輪齒輪嚙合頻率的6倍頻對應(yīng)，其第2排行星齒輪的嚙合頻率的6倍頻為6 194.4 Hz.

圖9 1擋時y軸、z軸方向上的振動頻譜Fig.9 Vibration spectra in y and z directions in 1st gear

對比1擋y軸和z軸方向的頻譜，發(fā)現(xiàn)譜結(jié)構(gòu)類似，能量主要集中在二排嚙合頻率及其2倍頻、3倍頻、4倍頻、6倍頻，但z軸方向各頻率幅值更高。但是其實際測量的頻率和理論頻率還有一定差異，造成差異的原因是輸入轉(zhuǎn)速2 500 r/min是理論值，實際試驗過程中輸入轉(zhuǎn)速有一定波動。

3.2 2擋振動頻譜

2擋y軸、z軸方向上的振動頻譜如圖10所示。由圖10可知：在2擋2 500 r/min下，試驗測得在y軸方向第1個波峰測的頻率為876.5 Hz，與第3排行星齒輪的理論嚙合頻率為876.6 Hz對應(yīng)。試驗測得在y軸方向第2個波峰振動頻率為1 974 Hz，經(jīng)分析與第2排行星齒輪嚙合頻率對應(yīng)，其理論嚙合頻率為1 948 Hz. 試驗測得在y軸方向第3個波峰值頻率為3 948 Hz，經(jīng)分析為第2排行星齒輪2倍嚙合頻率對應(yīng)，其2倍理論嚙合頻率為3 896 Hz. 試驗測得在y軸方向第4個波峰頻率為5 818 Hz，經(jīng)分析為第2排行星齒輪3倍嚙合頻率對應(yīng)，其3倍理論嚙合頻率為5 844 Hz.

圖10 2擋y軸和z軸方向上的振動頻譜Fig.10 Vibration spectra in y and z direction at 2nd gear

對比2擋y軸和z軸方向的頻譜，發(fā)現(xiàn)譜結(jié)構(gòu)類似，能量主要集中在第3排行星齒輪嚙合頻率、第2排嚙合頻率及其2倍頻、3倍頻。但z軸方向各頻率幅值更高，z軸方向上3倍頻幅值最高。

3.3 4擋振動頻譜

4擋y軸、z軸方向上的振動頻譜如圖11所示。由圖11可知：在4擋轉(zhuǎn)速2 500 r/min下，試驗測得在y軸方向第1個波峰頻率為1 974 Hz，與第2排行星齒輪的理論嚙合頻率為1 948 Hz對應(yīng)。試驗測得在y軸方向第2個波峰振動頻率為3 948 Hz，經(jīng)分析與第2排行星齒輪嚙合頻率對應(yīng)，其理論嚙合頻率為3 896 Hz. 試驗測得在y軸方向第3個波峰值頻率為3 948 Hz，經(jīng)分析為第2排行星齒輪2倍嚙合頻率對應(yīng)，其2倍理論嚙合頻率為3 896 Hz. 試驗測得在y軸方向第4個波峰頻率為5 818 Hz，經(jīng)分析為第2排行星齒輪3倍嚙合頻率對應(yīng)，其3倍理論嚙合頻率為5 844 Hz.

圖11 4擋y軸和z軸方向上的振動頻譜Fig.11 Vibration spectra in y and z directions in 4th gear

3.4 倒1擋振動頻譜

圖12 倒1擋時y軸和z軸方向上的振動頻譜Fig.12 Vibration spectra in y and z direction at reverse 1st gear

倒1擋y軸、z軸方向上的頻譜如圖12所示。由圖12可知：在倒1擋2 500 r/min下，試驗測得的y軸方向頻譜第1個波峰值為603.8 Hz，與第3排行星齒輪的嚙合頻率597.17 Hz吻合；y軸方向上的第2個波峰值為1 292 Hz，與第1排形成齒輪嚙合頻率1 291.7 Hz對應(yīng)；第3個波峰值為1 791 Hz，為第3排行星齒輪的3倍頻，其3倍頻的理論值為1 791.57 Hz. 在倒1擋2 500 r/min下，試驗測得的z軸方向上的頻譜前2個波峰與y軸方向頻譜類似，第3個波峰頻率為2 583 Hz，與第1排行星齒輪的2倍頻吻合，其2倍頻理論值為2 583.4 Hz；第4個波峰為3 875 Hz；與第1排行星齒輪的3倍頻吻合，其3倍頻的理論值為3 875.1 Hz.

通過對比倒擋y軸和z軸方向的振動頻譜，y軸方向能量主要集中在第1排嚙合頻率，z軸方向能量主要集中在第1排嚙合頻率及其2倍頻、3倍頻。

振動特性測試結(jié)果比較客觀地反映了內(nèi)部激勵與振動特性的映射關(guān)系，為進(jìn)一步對行星齒輪優(yōu)化提供了參考。通過齒輪修形和結(jié)構(gòu)優(yōu)化措施可以有效地減少其運(yùn)行時的振動沖擊。

4 結(jié)論

本文對高速履帶車輛某7擋行星變速機(jī)構(gòu)振動特性進(jìn)行了測試與分析，通過搭建行星變速機(jī)構(gòu)振動臺架及其測試系統(tǒng)，完成了行星變速機(jī)構(gòu)在2 500 r/min 3種載荷、4個擋位的時頻和頻譜分析。具體結(jié)論如下：

1)行星變速機(jī)構(gòu)振動RMS值與測點(diǎn)位置相關(guān)聯(lián)。測點(diǎn)位置有行星齒輪嚙合，其振動RMS值較大，且隨著轉(zhuǎn)矩增大，其振動RMS值也增大。

2)行星變速機(jī)構(gòu)頻譜分析結(jié)果表明，其振動能量主要集中于行星齒輪嚙合的嚙合頻率及倍頻，且軸向頻譜和徑向頻譜比較相似。

3)通過行星變速機(jī)構(gòu)振動RMS值的測定和頻譜分析，得到了各位置嚙合振動最大幅值。

行星變速機(jī)構(gòu)實際運(yùn)行過程中，由于受到外部復(fù)雜多變的載荷和沖擊及內(nèi)部液力變矩器的緩沖，其運(yùn)行時振動特性和臺架測試系統(tǒng)會有一定的不同，后續(xù)需要更加深入的研究。