基于剛?cè)狁詈系膹?fù)合滾柱活齒傳動(dòng)動(dòng)態(tài)特性分析

宜亞麗，趙 騰，陳美宇，金賀榮

(燕山大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，河北 秦皇島 066004)

滾柱活齒傳動(dòng)具有結(jié)構(gòu)緊湊、承載能力高和傳動(dòng)效率高等優(yōu)點(diǎn)，實(shí)際工作中，系統(tǒng)會(huì)存在較大的沖擊載荷，傳統(tǒng)實(shí)心滾柱活齒易出現(xiàn)大的接觸應(yīng)力[1]和振動(dòng)噪聲[2]等，使系統(tǒng)運(yùn)行平穩(wěn)性降低。而復(fù)合滾柱活齒[3]阻尼較大、變形補(bǔ)償性好，可有效減小滾柱活齒傳動(dòng)過(guò)程中的振動(dòng)沖擊，提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性。

學(xué)者關(guān)于滾柱活齒傳動(dòng)特性研究和滾柱體承載能力分析已做了大量的工作。王志剛等[4]對(duì)滾柱活齒傳動(dòng)的非線性動(dòng)力學(xué)特性進(jìn)行了研究，證明了改變機(jī)構(gòu)的偏心距，通過(guò)選擇偏心距中間值，能夠降低機(jī)構(gòu)的振動(dòng)響應(yīng)幅值提高系統(tǒng)穩(wěn)定性。郭磊等[5]通過(guò)試驗(yàn)與仿真結(jié)合的方式，分析了在動(dòng)態(tài)嚙合沖擊下的汽車變速箱齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)特性。周思柱等[6]提出理論狀態(tài)下嚙合作用力分析模型，同時(shí)建立了系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模型，為活齒傳動(dòng)機(jī)構(gòu)振動(dòng)分析提供基礎(chǔ)。張睿等[7]研究采煤機(jī)截割部齒輪箱體的振動(dòng)特性，通過(guò)試驗(yàn)對(duì)齒輪箱體針對(duì)加速度數(shù)據(jù)進(jìn)行時(shí)域和頻域分析，分析了關(guān)鍵參數(shù)對(duì)箱體振動(dòng)特性的影響。Wang等[8]推導(dǎo)了對(duì)數(shù)型滾柱最佳變位系數(shù)的計(jì)算公式，并利用試驗(yàn)驗(yàn)證了利用該公式預(yù)測(cè)的最佳輪廓可使?jié)L柱擁有最長(zhǎng)的疲勞壽命。宜亞麗等[9]提出了二齒差擺桿活齒參數(shù)設(shè)計(jì)方法，并建立了活齒傳動(dòng)力學(xué)模型，求得嚙合副時(shí)變嚙合剛度和當(dāng)量剛度，進(jìn)而計(jì)算系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)振動(dòng)響應(yīng)，通過(guò)仿真驗(yàn)證了設(shè)計(jì)參數(shù)的正確性。姚齊水等[10]提出了一種彈性復(fù)合圓柱滾子，這種彈性復(fù)合滾柱結(jié)構(gòu)改善了空心滾柱內(nèi)孔的受力狀態(tài)，且與實(shí)心滾柱相比，降低了接觸應(yīng)力，還有一定的減振降噪效果。王峰等[11]通過(guò)建立非線性振動(dòng)模型對(duì)多載荷工況下人字齒輪傳動(dòng)的振動(dòng)特性進(jìn)行了分析，研究了不同因素對(duì)振動(dòng)的影響。石珍等[12]通過(guò)建立虛擬樣機(jī)模型和試驗(yàn)對(duì)少齒差行星減速器在多種工況下的等效應(yīng)力和振動(dòng)特性進(jìn)行了研究。汪久根等[13]通過(guò)建立減速器的剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)虛擬樣機(jī)模型，研究了RV減速器的振動(dòng)特性，并通過(guò)試驗(yàn)對(duì)振動(dòng)加速度信號(hào)進(jìn)行了對(duì)比。張孔亮等[14]將齒輪箱柔性化，計(jì)算得到振動(dòng)響應(yīng)云圖和振動(dòng)加速度，并開展了臺(tái)架試驗(yàn)和驗(yàn)證分析結(jié)果證明剛?cè)狁詈戏抡娼Y(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果在振動(dòng)響應(yīng)方面有良好的一致性。易園園等[15]研究了在沖擊載荷下的電機(jī)-齒輪耦合作用機(jī)理并建立了機(jī)電耦合模型，得到了系統(tǒng)的固有頻率和模態(tài)振型，對(duì)沖擊載荷下系統(tǒng)的振動(dòng)進(jìn)行了仿真分析，并進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證?，F(xiàn)有的研究多是針對(duì)滾柱活齒傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)學(xué)和接觸特性進(jìn)行分析，在仿真中將系統(tǒng)當(dāng)做全剛體，未考慮滾柱活齒的變形，導(dǎo)致仿真計(jì)算與實(shí)際工況偏差較大。關(guān)于復(fù)合滾柱活齒傳動(dòng)特性的研究較少，基于剛?cè)狁詈系膹?fù)合滾柱活齒傳動(dòng)動(dòng)態(tài)特性分析尚未開展。

本文提出的復(fù)合滾柱活齒傳動(dòng)是將復(fù)合滾柱活齒視為柔性體，其他構(gòu)件仍視為剛體，建立不同滾柱活齒傳動(dòng)系統(tǒng)剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型。對(duì)復(fù)合滾柱活齒系統(tǒng)和實(shí)心滾柱活齒系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)態(tài)特性分析，揭示復(fù)合滾柱活齒傳動(dòng)穩(wěn)定性能。在此基礎(chǔ)上進(jìn)一步開展振動(dòng)響應(yīng)測(cè)試試驗(yàn)，分析復(fù)合滾柱活齒傳動(dòng)的動(dòng)態(tài)振動(dòng)性能。從而為后續(xù)復(fù)合滾柱活齒傳動(dòng)研究提供一定的思路。

1 復(fù)合滾柱活齒

實(shí)心滾柱活齒材料采用GCr15，復(fù)合滾柱活齒外圈材料仍為GCr15，內(nèi)部填充碳纖維增強(qiáng)尼龍基復(fù)合材料。該材料具有良好的熱穩(wěn)定性、耐腐蝕性和減振性。內(nèi)芯設(shè)計(jì)成類花鍵式形狀，以增大高分子材料與外圈的接觸面積，增加復(fù)合材料受載時(shí)的拉壓變形和剪切變形，進(jìn)而增加能量耗散，使減振性能進(jìn)一步提高。滾柱活齒結(jié)構(gòu)實(shí)物圖如圖1所示。

復(fù)合滾柱活齒材料屬性如表1所示。

圖1 滾柱活齒實(shí)物圖Fig.1 Physical drawing of roller movable tooth

表1 材料屬性表

2 復(fù)合滾柱活齒傳動(dòng)動(dòng)態(tài)特性分析

2.1 滾柱活齒系統(tǒng)剛?cè)狁詈夏Ｐ?/h3>

在應(yīng)用ADAMS軟件進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析過(guò)程中大多采用剛性構(gòu)件。在各個(gè)零件之間的彈性變形對(duì)于機(jī)構(gòu)的動(dòng)態(tài)特性影響甚微的情況下，可進(jìn)行剛性處理。但對(duì)需要考慮構(gòu)件變形和需要研究構(gòu)件的應(yīng)力大小和分布時(shí)，變形將影響分析結(jié)果，將構(gòu)件進(jìn)行柔性化是必不可少的。

利用ANSYS有限元軟件分別建立實(shí)心滾柱活齒和復(fù)合滾柱活齒外圈與內(nèi)芯的有限元模型。將滾柱外圈和內(nèi)芯離散為細(xì)小的網(wǎng)格，并進(jìn)行模態(tài)計(jì)算生成包含復(fù)合滾柱外圈和內(nèi)芯的材料、振型頻率等信息的中性文件。其中建立剛性節(jié)點(diǎn)如圖2所示。將柔性體導(dǎo)入ADAMS中通過(guò)主節(jié)點(diǎn)與其他剛性構(gòu)件組成復(fù)合滾柱活齒傳動(dòng)剛?cè)狁詈夏Ｐ?如圖3所示。實(shí)心滾柱活齒傳動(dòng)剛?cè)狁詈夏Ｐ腿鐖D4所示。

圖2 建立剛性節(jié)點(diǎn)Fig.2 Establish rigid joints

圖3 復(fù)合滾柱活齒傳動(dòng)剛?cè)狁詈夏Ｐ虵ig.3 Rigid flexible coupling model of compound roller movable tooth transmission

圖4 實(shí)心滾柱活齒傳動(dòng)剛?cè)狁詈夏Ｐ虵ig.4 Rigid flexible coupling model of solid roller movable tooth transmission

利用ADAMS軟件進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真，構(gòu)件之間邊界條件設(shè)置如下：對(duì)激波器輸入7 200 °/s即1 200 r/min逆時(shí)針?lè)较虻霓D(zhuǎn)速；對(duì)活齒架施加如圖5所示的時(shí)變負(fù)載轉(zhuǎn)矩。在ADAMS的接觸參數(shù)設(shè)置中，滾柱活齒外圈與復(fù)合材料的接觸剛度為3.8×106N/m，滾柱活齒與激波器、中心輪和活齒架的接觸剛度為5×107N/m，鋼-鋼接觸和鋼-復(fù)合材料接觸的力指數(shù)分別為2.0和1.5，滲透系數(shù)皆為0.1，實(shí)心滾柱活齒和復(fù)合滾柱活齒各接觸對(duì)的阻尼系數(shù)分別為50 N·s/mm和93 N·s/mm。構(gòu)件之間約束如表2所示。

表2 各構(gòu)件約束條件

在ADAMS軟件中進(jìn)行動(dòng)態(tài)特性分析，滾柱活齒傳動(dòng)中由于滾柱活齒的綜合嚙合剛度不僅具有時(shí)變性，而且具有很大的突變性，在滾柱活齒嚙合過(guò)程中，滾柱和其他零部件之間相互接觸撞擊，在表面產(chǎn)生動(dòng)態(tài)嚙合力，動(dòng)態(tài)嚙合力是活齒系統(tǒng)產(chǎn)生振動(dòng)的主要原因。這種振動(dòng)對(duì)高速運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)的動(dòng)力性能和平穩(wěn)性都存在不良影響。本節(jié)主要分析系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)嚙合力和振動(dòng)加速度來(lái)進(jìn)一步判斷系統(tǒng)的運(yùn)行平穩(wěn)性。

在實(shí)際工況中滾柱活齒減速器所受負(fù)載復(fù)雜多變，為了更加接近實(shí)際工作，在ADAMS軟件設(shè)置中，輸出端活齒架上施加與轉(zhuǎn)速相反的時(shí)變負(fù)載，曲線如圖5所示，以模擬滾柱活齒傳動(dòng)系統(tǒng)在沖擊載荷下的運(yùn)行情況。

圖5 時(shí)變負(fù)載曲線Fig.5 Time varying load curve

2.2 動(dòng)態(tài)嚙合力分析

對(duì)實(shí)心滾柱活齒傳動(dòng)系統(tǒng)和復(fù)合滾柱活齒傳動(dòng)系統(tǒng)在時(shí)變負(fù)載工況下進(jìn)行動(dòng)態(tài)嚙合力仿真，為對(duì)比不同滾柱活齒所受到的動(dòng)態(tài)嚙合力，選取同一位置的滾柱活齒作為研究對(duì)象，得到兩組滾柱活齒-中心輪嚙合副的動(dòng)態(tài)嚙合力曲線如圖6、圖7所示。

復(fù)合滾柱活齒傳動(dòng)系統(tǒng)中心輪有8個(gè)齒，活齒架轉(zhuǎn)動(dòng)一周，滾柱活齒正好與中心輪嚙合8個(gè)周期，與圖6、圖7相對(duì)應(yīng)，且回程區(qū)間的嚙合力都接近為零。本文的滾柱活齒傳動(dòng)系統(tǒng)的傳動(dòng)比為5 ∶1。即激波器轉(zhuǎn)動(dòng)5周時(shí)活齒架恰好轉(zhuǎn)動(dòng)1周。根據(jù)設(shè)置的轉(zhuǎn)速，在0.25 s時(shí)激波器正好轉(zhuǎn)動(dòng)5周。

圖6 實(shí)心滾柱活齒傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)嚙合力Fig.6 Dynamic meshing force of solid roller movable tooth transmission system

圖7 復(fù)合滾柱活齒傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)嚙合力Fig.7 Dynamic meshing force of compound roller movable tooth transmission system

從圖6和圖7中可知，在時(shí)變負(fù)載工況下，兩種傳動(dòng)系統(tǒng)，根據(jù)負(fù)載曲線可知初始時(shí)刻負(fù)載逐漸增加，在初始時(shí)刻系統(tǒng)只有較小的沖擊載荷，動(dòng)態(tài)嚙合力也較小。隨后系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)嚙合力隨負(fù)載的增大而增大。從圖6中可以看出，實(shí)心滾柱活齒傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)嚙合力最大峰值達(dá)到18 000 N，穩(wěn)定狀態(tài)峰值均超過(guò)12 000 N。圖7中復(fù)合滾柱活齒傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)嚙合力最大峰值為16 000 N，穩(wěn)定狀態(tài)峰值均低于12 000 N，復(fù)合滾柱活齒傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)嚙合力整體小于實(shí)心滾柱活齒傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)嚙合力。復(fù)合滾柱活齒與實(shí)心滾柱活齒相比更容易發(fā)生變形，復(fù)合滾柱活齒的接觸半寬增大，接觸應(yīng)力減少。相較于空心滾柱受力狀態(tài)明顯改善，復(fù)合滾柱內(nèi)壁彎曲應(yīng)力降低，使得抗疲勞破壞能力提高。復(fù)合滾柱活齒的彈性變形增大了復(fù)合滾柱活齒傳動(dòng)中的阻尼，使系統(tǒng)在運(yùn)行過(guò)程中的沖擊載荷減小，系統(tǒng)振動(dòng)明顯改善，因此在復(fù)合滾柱活齒嚙合過(guò)程中動(dòng)態(tài)嚙合力明顯要低于實(shí)心滾柱活齒的動(dòng)態(tài)嚙合力。

2.3 振動(dòng)加速度分析

復(fù)合滾柱活齒傳動(dòng)系統(tǒng)傳動(dòng)平穩(wěn)可以提高傳動(dòng)系統(tǒng)的壽命，對(duì)系統(tǒng)的振動(dòng)特性進(jìn)行分析，了解復(fù)合滾柱活齒系統(tǒng)輸出端的振動(dòng)響應(yīng)，對(duì)復(fù)合滾柱活齒系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性研究具有重要意義。根據(jù)前面的仿真條件設(shè)置，改變負(fù)載轉(zhuǎn)矩為10 N·m。對(duì)實(shí)心滾柱活齒傳動(dòng)系統(tǒng)和復(fù)合滾柱活齒傳動(dòng)系統(tǒng)活齒架在x方向和y方向振動(dòng)加速度進(jìn)行計(jì)算求解。

圖8 實(shí)心滾柱活齒傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)加速度Fig.8 Vibration acceleration of solid roller movable tooth transmission system

通過(guò)對(duì)比可知在相同工況下，實(shí)心滾柱活齒系統(tǒng)的活齒架x和y方向的振動(dòng)加速度的波動(dòng)范圍主要在-0.2～0.2 m/s2內(nèi)，復(fù)合滾柱活齒系統(tǒng)的活齒架的x和y方向的振動(dòng)加速度的波動(dòng)范圍在-0.1～0.1 m/s2?？梢钥闯鰧?shí)心滾柱活齒樣機(jī)的振動(dòng)幅度要一倍于復(fù)合滾柱活齒樣機(jī)，兩種滾柱活齒系統(tǒng)在啟動(dòng)階段，振動(dòng)加速度均變化較小之后逐漸增大。在穩(wěn)定運(yùn)行過(guò)程中，會(huì)出現(xiàn)明顯的加速度增大現(xiàn)象，主要由于活齒嚙合過(guò)程，系統(tǒng)沖擊載荷變大，使系統(tǒng)的振動(dòng)變大。

圖9 復(fù)合滾柱活齒傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)加速度Fig.9 Vibration acceleration of compound roller movable tooth transmission system

3 滾柱活齒樣機(jī)振動(dòng)測(cè)試試驗(yàn)

3.1 振動(dòng)測(cè)試

試驗(yàn)的測(cè)試裝置選擇AFT-093X型信號(hào)調(diào)理器，配合AFT601D型IC加速度傳感器對(duì)振動(dòng)信號(hào)進(jìn)行采集，信號(hào)調(diào)理器可對(duì)傳感器提供激勵(lì)電源，并對(duì)輸出信號(hào)進(jìn)行放大和濾波處理，設(shè)計(jì)并搭建了滾柱活齒減速器振動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)。測(cè)試平臺(tái)如圖10所示。

1.磁粉制動(dòng)器；2.控制箱；3.傳感器；4.減速器樣機(jī)；5.信號(hào)調(diào)理器；6.安裝平臺(tái)；7.聯(lián)軸器；8.交流伺服電機(jī)；9.數(shù)據(jù)采集儀；10.計(jì)算機(jī)。圖10 測(cè)試設(shè)備圖Fig.10 Test equipment diagram

由于所設(shè)計(jì)的滾柱活齒樣機(jī)采用深溝球軸承作為支撐，軸承徑向間隙較小，軸承與活齒基座間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)亦較小，而對(duì)活齒基座進(jìn)行測(cè)量可獲得較寬的動(dòng)態(tài)特性范圍，因此考慮將傳感器置于活齒外殼上進(jìn)行對(duì)活齒基座的振動(dòng)測(cè)量如圖10的3位置水平方向x和垂直方向y各一個(gè)，實(shí)現(xiàn)樣機(jī)的測(cè)試試驗(yàn)。

為了達(dá)到試驗(yàn)?zāi)康?，測(cè)得準(zhǔn)確的試驗(yàn)結(jié)果，盡可能地排除外界條件和偶然因素的干擾，不僅需要對(duì)活齒樣機(jī)和試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行嚴(yán)格控制，還需要對(duì)試驗(yàn)方法進(jìn)行合理制定，為此僅替換滾柱活齒，以測(cè)得實(shí)心滾柱活齒樣機(jī)和復(fù)合滾柱活齒樣機(jī)的振動(dòng)加速度信號(hào)。

設(shè)定激波器輸入轉(zhuǎn)速為1 200 r/min(7 200 °/s)，設(shè)定活齒架所受負(fù)載轉(zhuǎn)矩為10 N·m，待樣機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)平穩(wěn)后開始采集，采用上位機(jī)軟件vib’SYS實(shí)時(shí)觀察振動(dòng)測(cè)試曲線。

3.2 測(cè)試結(jié)果分析

將如圖1所示的兩種滾柱活齒分別放入樣機(jī)中進(jìn)行振動(dòng)響應(yīng)試驗(yàn)，圖11、圖12、圖13和圖14分別是各測(cè)點(diǎn)的加速度時(shí)域頻域信號(hào)。其中，圖11、圖12為滾柱活齒樣機(jī)上測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)加速度時(shí)域信號(hào)，其對(duì)應(yīng)的頻譜圖如圖13、圖14所示。

從圖11、圖12的時(shí)域曲線可以看出在相同工況下，實(shí)心滾柱活齒樣機(jī)的活齒架x方向和y方向振動(dòng)加速度主要集中在-10～10 m/s2內(nèi)變化，最大峰值達(dá)到了40 m/s2。復(fù)合滾柱活齒樣機(jī)的活齒架x方向和y方向振動(dòng)加速度主要在-1～1 m/s2范圍內(nèi)變化，最大峰值僅為1.3 m/s2。可以看出復(fù)合滾柱活齒樣機(jī)的振動(dòng)加速度在x和y兩個(gè)方向波動(dòng)都較為平穩(wěn)，且振動(dòng)幅度和峰值明顯小于實(shí)心滾柱活齒樣機(jī)。

圖11 不同樣機(jī)x方向振動(dòng)加速度時(shí)域曲線Fig.11 Time domain curve of vibration acceleration in x direction of different machines

圖12 不同樣機(jī)y方向振動(dòng)加速度時(shí)域曲線Fig.12 Time domain curve of vibration acceleration in y direction of different machines

將試驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比可知，仿真振動(dòng)加速度要比試驗(yàn)的振動(dòng)加速度小，仿真中測(cè)量的是活齒架中心的振動(dòng)加速度，僅考慮了內(nèi)部激勵(lì)，仿真模型較實(shí)體機(jī)構(gòu)更為理想，省略了其他激勵(lì)對(duì)箱體振動(dòng)的影響。而試驗(yàn)中是將傳感器布置在樣機(jī)外殼上，且存在樣機(jī)的制造誤差與裝配誤差以及樣機(jī)在試驗(yàn)臺(tái)上的安裝等原因都會(huì)造成仿真和試驗(yàn)中振動(dòng)加速度的測(cè)量偏差。

復(fù)合滾柱的柔性具有增大滾柱活齒傳動(dòng)的阻尼的特性。由于柔性的存在，一部分能量轉(zhuǎn)化成了復(fù)合滾柱活齒的彈性變形勢(shì)能，在嚙合碰撞過(guò)程中，沖擊能量轉(zhuǎn)化為彈性變形勢(shì)能，直至開始反彈，同時(shí)由于內(nèi)芯材料的特性使得能量被吸收，嚙合碰撞直接導(dǎo)致了沖擊能量的損失。因此在相同工況下，復(fù)合滾柱活齒傳動(dòng)系統(tǒng)輸出要比實(shí)心滾柱活齒傳動(dòng)系統(tǒng)輸出更加穩(wěn)定，可以更好的傳遞扭矩。試驗(yàn)和仿真結(jié)果皆表明復(fù)合滾柱結(jié)構(gòu)對(duì)減振降噪起到了一定作用。

對(duì)采集到的不同方向的振動(dòng)加速度信號(hào)做傅里葉變換得到振動(dòng)加速度頻譜圖如圖13、圖14所示，由表3可知,箱體x方向測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)加速度響應(yīng)在嚙頻的倍頻360 Hz處附近均出現(xiàn)最大幅值，且復(fù)合滾柱活齒樣機(jī)整體幅值明顯減?。粂方向測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)加速度，實(shí)心滾柱活齒樣機(jī)最大幅值出現(xiàn)在嚙頻5倍頻處附近，復(fù)合滾柱活齒樣機(jī)最大幅值出現(xiàn)在嚙頻處附近。振動(dòng)加速度主要峰值頻率由滾柱活齒樣機(jī)的嚙合頻率及倍頻頻率組成，可見(jiàn)嚙合沖擊激勵(lì)對(duì)滾柱活齒樣機(jī)振動(dòng)影響較大，較小的幅值波動(dòng)主要由轉(zhuǎn)頻基頻及倍頻組成。

圖13 不同樣機(jī)x方向振動(dòng)加速頻譜圖Fig.13 x-direction vibration acceleration spectrum of different machines

圖14 不同樣機(jī)y方向振動(dòng)加速度頻譜圖Fig.14 y direction vibration acceleration spectrum of different machines

表3 樣機(jī)測(cè)點(diǎn)振動(dòng)加速度

從兩組不同滾柱活齒樣機(jī)活齒架振動(dòng)加速度圖中可以看出，改變滾柱活齒的結(jié)構(gòu)后，活齒樣機(jī)振動(dòng)加速度峰值頻率發(fā)生變化，復(fù)合滾柱活齒樣機(jī)的活齒架振動(dòng)加速度幅值更小，說(shuō)明復(fù)合結(jié)構(gòu)的滾柱活齒產(chǎn)生的彈性變形對(duì)滾柱活齒系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性產(chǎn)生有益影響。

4 結(jié) 論

(1)在復(fù)雜的工況中，滾柱活齒和其他構(gòu)件接觸時(shí)必定會(huì)產(chǎn)生彈性變形，因此將滾柱活齒柔性化處理是必要的，復(fù)合滾柱活齒外圈的微變形使得復(fù)合滾柱與活齒架、激波器和中心輪碰撞接觸產(chǎn)生的的沖擊能量被吸收，使得振動(dòng)減小。

(2)考慮滾柱結(jié)構(gòu)柔性后，對(duì)不同滾柱活齒傳動(dòng)系統(tǒng)在沖擊載荷下進(jìn)行動(dòng)態(tài)特性分析，由于復(fù)合滾柱活齒在運(yùn)行中產(chǎn)生彈性變形使振動(dòng)沖擊能量被吸收，在相同工況下，復(fù)合滾柱活齒結(jié)構(gòu)可減小傳動(dòng)過(guò)程中的動(dòng)態(tài)嚙合力，通過(guò)對(duì)比可知復(fù)合滾柱活齒傳動(dòng)系統(tǒng)傳動(dòng)更加平穩(wěn)。

(3)振動(dòng)試驗(yàn)表明，改變滾柱活齒結(jié)構(gòu)，復(fù)合滾柱活齒樣機(jī)的振動(dòng)加速度波動(dòng)峰值明顯小于實(shí)心滾柱活齒樣機(jī)振動(dòng)加速度峰值，且出現(xiàn)峰值的頻率范圍發(fā)生變化。