1延缓器的振荡噪声与宣扬路线
延缓器的噪声要紧展现为敲击噪声和啸叫噪声。前者是由于齿轮副存在空隙和动力源输入的鼓舞为旋转振荡鼓舞而产生的，但是本延缓器因此三相异步机电为动力源，其输出转速特别稳定，以是本延缓器的敲击噪声理论上没有或很小。
此后者主借使由于齿轮的传动过错引发的，其起源有两方面：
一是齿轮自身的精度等成分影响；
另一方面是由齿轮啮合错位产生的，啮合错位是由轴、轴承的变形致使的。
延缓器振荡噪声宣扬可分为三部份:振荡经齿轮、轴、轴承等传到壳体，经过壳体外壁振荡而辐射到箱外空气中，产生第一次空气声；箱内噪声激勉壳体振荡，经过壳体辐射到箱外空气中，产生第二次空气声；箱内噪声经过各式裂缝传到箱外。实行说明，延缓器噪声中约90%～95%是经过振荡转达，末了由齿轮箱壳体振荡而辐射到箱外的。振荡噪声转达路线如图1所示。图1振荡噪声转达路线
2齿轮-转子系统动态解析
2.1齿轮-转子系统Romax模子
在Romax软件中，依据计划参数次序实行轴的建模、齿轮建模、轴承的抉择。齿轮建模分为观点建模和详细建模，详细建模包罗界说齿轮的精度等第、表面粗陋度、变位系数和齿侧空隙等。尔后安装成齿轮-转子系统模子，如图2所示。
1.第甲第自动齿轮;2.输入轴;3.轴承2;4.第二级自动齿轮;5.轴承4;6.中央轴;7.轴承6;8.第二级从动齿轮;9.轴承5;10.第甲第从动齿轮;11.轴承3;12.轴承1;13.输出轴;
图2齿轮-转子系统模子
2.2传动过错鼓舞
传动过错是齿轮副实践啮合点与理论啮合点的过错，能够示意为一双齿轮节圆相切点的线性过错，以是界说传动过错为
TE=θc*rc-θz*rz
(1)
式中：θc为从动齿轮转角；θz为自动齿轮转角；rc为从动齿轮基圆半径；rz自动齿轮基圆半径。
在Romax软件中实行齿轮-转子系统动态解析时，因此齿轮传动过错为鼓舞的，同时思虑啮合归纳刚度和系统固有特征的影响。齿轮副啮合时载荷盘算公式
{p}={po}+[k′]{e}
(2)
式中：{p}为载荷阵列；{po}为静态载荷阵列；[k′]为啮合归纳刚度矩阵；{e}为传动过错鼓舞。
本研讨在校核齿轮、轴承以及轴的委顿寿命和静态解析后，盘算获得两级齿轮副传动过错如图3所示。
图3传动过错
第甲第齿轮副传动过错值在-1～1μm，个中最大值为0.94μm，最小值为-0.82μm，出入1.76μm。第二级齿轮副传动过错值在3.3～4μm，个中最大值为3.92μm，最小值为3.37μm，出入0.55μm。产生转达过错的起源有齿轮的精度过错、表面粗陋度以及齿轮轴和轴承变形引发的啮合错位。
2.3齿轮-转子系统模态解析
运用Romax软件中的NVH模块，能够盘算获得齿轮-转子系统各阶模态的固有频次和振型，如表1所示。本延缓器的齿轮-转子系统的前25阶模态的固有频次范畴为～Hz，若鼓舞频次与齿轮-转子系统的固有频次重合轻易激勉共振，该频次下的鼓舞将被夸大后转达到壳体上。
表1齿轮-转子系统固有频次
2.4齿轮-转子系统振荡反应
在两级齿轮转达过错的鼓舞下，齿轮-转子系统产生振荡，图4别离是输入轴和输出轴安装第甲第自动齿轮和第二级从动齿轮处的反应加快率弧线。个中，振荡加快率涌目前频次为Hz和Hz处，值为m/s2和69.6m/s2，别离对应齿轮-转子系统的第19阶和第21阶固有频次。
图4输入/出轴振荡加快率幅值谱
齿轮-转子系统的振荡会向领域空间(箱内空间)辐射噪声，由于辐射的表面积较小和壳体等密封件的隔声效用，该噪声转达到箱外很少，不赋予思虑。本研讨中心