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為了將理論分析的結(jié)果與振動測試分析結(jié)果對比印證，將測點選在三個箱體軸承座及齒板支承軸孔的上邊緣，如圖6-11所示。

6.4.3實驗步驟
1.跑合試驗
正式試驗之間，減速器在試驗臺上分別以200rpm，300rpm，400rpm，500rpm，…1500rpm空轉(zhuǎn)，進行20小時的跑合試驗，跑合完畢后更換潤滑油。
2.空載試驗
分別在轉(zhuǎn)速為800rpm，1000rpm，1500rpm三種空載工況下，測試記錄SHQ40齒板及箱體軸承座上各測點的振動速度及加速度。
3.加載試驗
分別在800rpm，1000rpm，1500rpm等轉(zhuǎn)速下，測試齒板及箱體軸承座的振動速度及加速度。
6.5 理論計算與實驗結(jié)果對比分析

測試結(jié)果經(jīng)頻譜分析處理后，將其與理論計算的結(jié)果進行對比分析如下。
1.齒板的振動

圖6-12是齒板的實測振動加速度時域曲線圖。從時域曲線圖可知，SHQ40型齒板的振動加速度中，存在穩(wěn)態(tài)正弦分量，它是由于齒板作圓周平動運動產(chǎn)生。在其上迭加的每轉(zhuǎn)兩次沖擊及其振動響應(yīng)衰減信號，明顯表現(xiàn)出齒板的加速度沖擊信號，而且最大沖擊發(fā)生在齒板過死點位置，每轉(zhuǎn)兩次非等幅沖擊，恰好構(gòu)成轉(zhuǎn)頻16.667Hz的周期函數(shù)。
經(jīng)轉(zhuǎn)換計算后，加速度的最大沖擊值為a_max二21844mm/s²。從加速度時或曲線規(guī)律發(fā)生死點的位置以及最大沖擊值看均與理論計算結(jié)果（見圖6-3）相吻合。

2.箱體軸承座的振動

由于每片齒板都存在同樣的周期性激勵沖擊函數(shù)，相位差120°，迭加后的總效果仍然是轉(zhuǎn)頻周期函數(shù)。因此對箱體軸承座的沖擊也呈周期性。圖6-13是支承軸箱體軸承座的振動速度及加速度的實測時域曲線圖。其曲線圖的變化規(guī)律及幅值與圖6-4完全接近。速度及速度沖擊值為v_xmax=15.09mm/s，α_max=24960mm/s²。圖6-14是輸入軸軸承座的實測振動加速度時域曲線及其頻譜分析圖。從加速度譜圖中看出，第一譜峰的頻率值為33.75Hz，恰好是輸入軸轉(zhuǎn)頻的二倍，也是死點沖擊頻率。死點沖擊是一周兩次，其頻率為33.4Hz，這說明理論計算的結(jié)果完全可靠；第二譜峰的頻率值為16.87Hz，與齒板轉(zhuǎn)頻（輸入軸頻率）相近，是齒板的穩(wěn)態(tài)振動頻率；第三譜峰的頻率值為49.55Hz，是三環(huán)減速器的嚙合頻率（50Hz），第四譜峰的頻率值為99.50Hz，是死點的嚙合沖擊頻率。圖6-15是某單齒環(huán)內(nèi)齒行星齒輪減速器的軸承座振動加速度的實測及理論計算曲線圖。從圖可以看出理論和測試的分布規(guī)律極為相似。圖中一個周期有一次較大的加速度沖擊峰，是由于行星齒板過180°死點時產(chǎn)生的嚙合沖擊。

從以上對軸承座的振動實測結(jié)果及頻譜分析可知，激勵三環(huán)減速器振動的載荷主要有：
（1）平面四桿機構(gòu)因變形或誤差，在過死點位置時對軸承座產(chǎn)生的沖擊載荷；
（2）齒板作平動圓周運動時產(chǎn)生的穩(wěn)態(tài)動載荷；
（3）齒板與外齒輪之間齒輪副的嚙合沖擊；
（4）平面四桿機構(gòu)在死點位置時外齒輪造成的沖擊載荷。
3.輸出轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)動比
由于機構(gòu)的變形及誤差等原因，將使輸出轉(zhuǎn)速及傳動比動變化，沖擊箱體、產(chǎn)生振動。圖6-16是對SHLEO15型三環(huán)減速器實測及理論計算的轉(zhuǎn)速和傳動比隨時間變化的波動曲線。輸出轉(zhuǎn)速對比為

傳動比對比為

可見，實測值與理論值相近，說明理論計算結(jié)果正確。
以上的理論和實驗結(jié)果都表明，三環(huán)減速器的振動源于平行曲柄機構(gòu)變形或因誤差產(chǎn)生的死點沖擊。沖擊力大小與載荷成正比，沖擊發(fā)生的時間與轉(zhuǎn)速成反比。功率越大，嚙合力也越大，沖擊峰越高；轉(zhuǎn)速越高沖擊脈寬越小，激振動力帶寬越寬。因此，減速器在高速重載時，產(chǎn)生的寬帶與較強能量的激振源更容易激發(fā)減速器及其附聯(lián)結(jié)溝的廣泛共振，從而發(fā)生強烈振動。特別是推動環(huán)板死點的沖擊力矩將可能造成箱體整體及附聯(lián)結(jié)構(gòu)的強烈振動。沖擊力還將引起軸、軸承、鍵的較大交變動載，并可能引起鍵聯(lián)接的松動、摩擦，發(fā)熱等。
通過對SHQ40型三環(huán)減速器的理論計算結(jié)果及振動實驗的對比研究，說明本文提出的內(nèi)齒行星傳動的動力分析理論完全正確，可以作為三環(huán)減速器等內(nèi)齒行星傳動裝置的設(shè)計分析理論。
6.6控制沖擊振動的方案
前面已從理論和實驗兩方向論證了三環(huán)減速器產(chǎn)生振動的根本原因是機構(gòu)變形及誤差引起的死點沖擊。因此，應(yīng)從解決死點沖擊出發(fā)控制其振動。
1.采用雙軸輸入降低死點沖擊
采用雙軸輸人的齒板及箱體軸承座振動速度、加速度如圖6-17所示。從圖看出齒板速度及加速度值明顯變小（為單軸輸人時的0.3倍），而且無沖擊，完全屬于穩(wěn)太振動。箱體的振動速度及加速度幅值只是單軸輸人時的0.2倍。圖6-18a是一軸的偏心套存在0.05度的分度誤差時齒板的加速度曲線圖，圖中明顯出現(xiàn)加速度沖擊棒線。采用雙軸輸入后，死點沖擊被徹底（見圖6-18b) , 變成穩(wěn)態(tài)振動曲線了。因此，為了減小三環(huán)減速器的振動，有必要加大三環(huán)減速器的橫向尺寸，在箱體內(nèi)增加一套雙軸輸入的齒輪功率分流機構(gòu)，或者在箱體外另設(shè)計一套功率分流機構(gòu)，以解決機構(gòu)過死點的振動問題。

2.改變支承軸的位置

在上一章已經(jīng)分析過，當(dāng)三軸水平布置而且高速軸在輸出軸的同側(cè)時，載荷幅值最大，各相嚙合力等都很不均衡（見圖5-24）。圖6-19是將支承軸布置在輸入軸與輸出軸間的150°位置時齒板的振動加速度。由圖可知，因誤差引起的沖擊已被完全克服，而且原有的穩(wěn)態(tài)幅值也降低了很多。

3.增加行星軸承剛度、降低內(nèi)齒圈剛度

增大行星軸承剛度的目的在于減小雙曲柄機構(gòu)的變形，降低死點沖擊幅值。并且使各相嚙合力均衡化、減小嚙合沖擊。圖6-20是分別將行星軸承剛度增加一個數(shù)量級和內(nèi)齒圈降低一個數(shù)量級時齒板的振動加速度。兩者加速度幅值均降低了1/4倍左右。

4.減小支承軸或輸出軸的箱體軸承剛度
降低箱體軸承剛度是為了吸收內(nèi)部機構(gòu)對箱體的沖擊振動，減小沖擊幅值。圖6-21是轉(zhuǎn)速為1500（rpm）即時分別將支承軸及輸出軸的箱體軸承與軸之間加一3mm的彈性墊圈時，計算出的箱體振動加速度曲線。從圖中看出，減小支承軸箱體軸承剛度比減小輸出軸箱體軸承的效果更明顯。

5.增加高速軸的剛度
增加高速軸的剛度是降低沖擊載荷的重要途徑。軸的剛度大（值徑大），扭轉(zhuǎn)、彎曲變形小，雙曲柄機構(gòu)變形也就小，這樣既減小了沖擊振動、又增加了軸的強度。圖6-22將高速軸的直徑由原來的45mm加到55mm后的，振動加速度圖。

6.對各齒板的死點位置進行修形
由于機構(gòu)過死點時，因變形要引起死點沖擊，可以通過死點位置及其附近的輪齒（齒板）進行修形，使三相載荷均衡化。圖6-23是將死點位置輪齒修形后，軸承座的振動加速度圖。與圖6-21（a）比較，總體幅值明顯下降。

結(jié)論
本文對連桿行星齒輪傳動過約束機構(gòu)的位移協(xié)調(diào)原理從構(gòu)件到系統(tǒng)，進行了深入的研究，提出了適合于各種類型的連桿行星齒輪傳動機構(gòu)的位移協(xié)調(diào)條件，并建立其動力分析模型，在此基礎(chǔ)上對多次靜不定的過約束機構(gòu)——三環(huán)減速器，建立了包括各種因素在內(nèi)的動力分析模型，對其動力特性、軸間布置以及振動等問題進行了全面的研究，取得了一系列的成果。
綜合本文的研究成果，其創(chuàng)造性的研究工作體現(xiàn)在以下幾個方面：
●對機構(gòu)的靜不定次數(shù)進行了研究，提出了計算過約束機構(gòu)靜不定次數(shù)的方法。
●研究了機構(gòu)構(gòu)件、組合構(gòu)件的位移協(xié)調(diào)原理。從系統(tǒng)觀點出發(fā)，提出了包括間隙誤差在內(nèi)的連桿行星齒輪傳動機構(gòu)的位移協(xié)調(diào)原理。圓滿地解決了三環(huán)減速器等內(nèi)齒行星傳動過約束機構(gòu)的動力分析問題。
●提出了一齒環(huán)、二齒環(huán)、多齒環(huán)等內(nèi)齒行星傳動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式。建立了只考慮接觸變形時，在單軸、雙軸及多軸輸入情況下，這些傳動的各種動力分析數(shù)學(xué)模型，并對常見結(jié)構(gòu)形式的內(nèi)齒行星齒輪傳動給出了嚙合力、行星軸承載荷等求解的結(jié)果，為內(nèi)齒行星傳動的動力分析計算提供了正確的理論計算公式。
●建立了考慮運動副間隙的內(nèi)齒行星傳動機構(gòu)的動力分析模型。
●用有限元的單位載荷法對行星齒板、偏心套進行變形分析，求取其整體變形柔度系數(shù)，為內(nèi)齒行星傳動機構(gòu)的動力分析準(zhǔn)備可靠數(shù)據(jù)。
●提出了三環(huán)減速器的動力分析精確模型，分析了SHQ40型三環(huán)減速器的嚙合力、行星軸承載荷、箱體軸承載荷的分布規(guī)律。
●研究了影響三環(huán)減速器動力特性的各種因素，詳細(xì)討論了三環(huán)減速器的軸間布置對載荷分布的影響，為改進及優(yōu)化設(shè)計，降低其振動指明了方向。
●從理論上分析了三環(huán)減速器產(chǎn)生振動沖擊的機理，提出了描述三環(huán)減速器振動的速度、加速度，軸間沖擊角速度、沖擊角加速度，以及輸出轉(zhuǎn)速、傳動比、輸入扭矩等參數(shù)的波動函數(shù)。并分析了SHQ40 型三環(huán)減速器的振動沖擊特征。
●用實驗研究的結(jié)果驗證了理論分析結(jié)果的正確性，說明本文提出的理論是完全正確的。
●為降低三環(huán)減速器振動沖擊提出了許多可行方案，并從理論上分析了降低振動沖擊的效果。帶誤差、間隙過約束機構(gòu)的受力分析研究是一個幾乎還沒有人涉及的領(lǐng)域。本文針對含有運動副間隙、構(gòu)件加工誤差，且具有多次靜不定的過約束機構(gòu)——連桿行星齒輪傳動機構(gòu)，考慮機 構(gòu)構(gòu)件、組合構(gòu)件以及機構(gòu)系統(tǒng)的位移協(xié)調(diào)條件，推導(dǎo)了機構(gòu)動力分析方程。利用該動力分析方程研究了三環(huán)減速器的動力特性，其結(jié)果與試驗研究的結(jié)果相吻合，說明該理論是完全正確的。

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