CN113326579B - 谐波传动系统动力学模型的建立方法、装置及存储介质 - Google Patents

谐波传动系统动力学模型的建立方法、装置及存储介质 Download PDF

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CN113326579B CN202110558812.8A CN202110558812A CN113326579B CN 113326579 B CN113326579 B CN 113326579B CN 202110558812 A CN202110558812 A CN 202110558812A CN 113326579 B CN113326579 B CN 113326579B
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Abstract

本发明涉及一种谐波传动系统动力学模型的建立方法、装置及计算机可读存储介质，所述方法包括以下步骤：获取谐波传动系统的单个啮入区间内柔性轴承径向位移、波发生器转速、运动学误差、等效啮合角及啮合刚度；确定谐波传动系统柔性轴承的总径向位移；确定偏心误差；根据所述总径向位移、偏心误差及构件间径向受力关系确定谐波传动系统径向动力学方程，根据所述柔轮轮齿与刚轮轮齿啮合引起的切向受力关系确定谐波传动系统切向动力学方程，根据柔轮轮齿和刚轮轮齿在啮合方向的受力关系确定动态啮合力方程。本发明提供的方法，建立谐波传动系统动力学模型，考虑了谐波传动系统内部构件以及构件间的相互关系，提高了动力学模型的精准度。

Description

谐波传动系统动力学模型的建立方法、装置及存储介质
技术领域
本发明涉及谐波传动系统技术领域，尤其涉及一种谐波传动系统动力学模型的建立方法、装置及计算机可读存储介质。
背景技术
谐波传动系统具有传动比大、体积小、重量轻、承载能力高、传动效率高、传动精度高等优点，在机器人，雷达，卫星，机床以及航天航空等领域广泛应用。谐波传动系统主要由三大部件组成，柔轮，刚轮，波发生器，是一种依靠柔轮弹性变形来传递力和运动的传动方式。谐波传动系统会在工作状态下会出现一些难以预料的动态特性，直接影响自身的动态性能，同时作为关键的传动部件，其性能可能对设备的制造或者精度有很大的影响。因此对谐波传动系统进行动力学建模来研究其动态特性有重要意义。
谐波传动系统表现出来的非线性动力学特性引起了很多学者的研究，但他们的大多数人建立动力学模型都只是把谐波传动系统整体看成一个黑匣子，并不能获知其内部构件以及构件间的相互关系。因此这样的模型不能对谐波系统内部结构进行改善来提高系统的动态性能。
发明内容
有鉴于此，有必要提供一种谐波传动系统动力学模型的建立方法、装置及计算机可读存储介质，用以解决现有动力学模型中因为忽略谐波传动系统内部构件以及构件间的相互关系而使得其精准度较低的问题。
本发明提供一种谐波传动系统动力学模型的建立方法，包括以下步骤：
S1、获取谐波传动系统的单个啮入区间内柔性轴承径向位移、波发生器转速、运动学误差、等效啮合角及啮合刚度；
S2、根据所述单个啮入区间内柔性轴承径向位移及波发生器转速确定谐波传动系统柔性轴承的总径向位移，根据所述运动学误差及等效啮合角确定偏心误差；
S3、根据所述总径向位移、偏心误差及构件间径向受力关系确定谐波传动系统径向动力学方程，根据所述柔轮轮齿与刚轮轮齿啮合引起的切向受力关系确定谐波传动系统切向动力学方程，根据柔轮轮齿与刚轮轮齿在啮合方向的受力关系确定动态啮合力方程。
进一步地，根据所述单个啮入区间内柔性轴承径向位移及波发生器转速确定谐波传动系统柔性轴承的总径向位移，具体包括：通过波发生器转角、总径向位移与时间的关系表达式，确定柔性轴承的总径向位移，所述波发生器转角、总径向位移与时间的关系表达式为
Figure BDA0003078131770000021
其中，N为谐波传动系统的传动比，w为波发生器转速，ym为单个啮入区间内柔性轴承径向位移离，y1为谐波传动系统柔性轴承的总径向位移。
进一步地，根据所述运动学误差及等效啮合角确定偏心误差，具体包括：根据所述运动学误差、等效啮合角及偏心误差公式确定偏心误差，所述偏心误差公式为e＝θchrc/tanα，θch为运动学误差，rc为刚轮的半径，α为等效啮合角。
进一步地，所述谐波传动系统动力学模型的建立方法还包括，通过运动学误差公式，获取运动学误差，所述运动学误差公式为θch＝a0+a1cos(2θw)+b1sin(2θw)+a2cos(4θw)+b2sin(4θw)，θw为输入转角，a0,a1,a2,b1,b2为拟合系数。
进一步地，根据所述总径向位移、偏心误差及构件间径向受力关系确定谐波传动系统径向动力学方程，具体包括：根据所述总径向位移、偏心误差及构件间径向受力关系确定谐波传动系统径向动力学方程
Figure BDA0003078131770000031
其中，y1为谐波传动系统的总径向位移，e为偏心误差，y2柔轮轮齿径向位移，Fp为动态啮合力，Ffc为啮合处齿面摩擦力，Jg为柔轮转动惯量，rg为柔轮中性层半径，kb为柔性轴承支承刚度，cb为柔性轴承支承阻尼系数。
进一步地，根据所述柔轮轮齿与刚轮轮齿啮合引起的切向受力关系确定谐波传动系统切向动力学方程，具体包括：根据所述柔轮轮齿与刚轮轮齿引起的切向受力关系确定谐波传动系统切向动力学方程
Figure BDA0003078131770000032
其中，α为轮齿啮合角。
进一步地，根据柔轮轮齿和刚轮轮齿在啮合方向的受力关系确定动态啮合力方程，具体包括：根据柔轮轮齿和刚轮轮齿在啮合方向的受力关系确定动态啮合力方程
Figure BDA0003078131770000033
其中，km为啮合刚度，cm为啮合阻尼系数。
进一步地，所述谐波传动系统动力学模型的建立方法还包括，根据齿面摩擦力以及动态啮合力在刚轮产生向左的切向位移及刚轮节圆半径，确定刚轮的传输转角。
本发明还提供了一种谐波传动系统动力学模型的建立装置，包括处理器以及存储器，所述存储器上存储有计算机程序，所述计算机程序被所述处理器执行时，实现如上述任一技术方案所述的谐波传动系统动力学模型的建立方法。
本发明还提供了一种计算机可读存储介质，其上存储有计算机程序，所述计算机该程序被处理器执行时，实现如上述任一技术方案所述的谐波传动系统动力学模型的建立方法。
与现有技术相比，本发明的有益效果包括：通过获取谐波传动系统的单个啮入区间内柔性轴承径向位移、波发生器转速、运动学误差、等效啮合角及啮合刚度；根据所述单个啮入区间内柔性轴承径向位移及波发生器转速确定谐波传动系统柔性轴承的总径向位移，根据所述运动学误差及等效啮合角确定偏心误差；根据所述总径向位移、偏心误差及构件间径向受力关系确定谐波传动系统径向动力学方程，根据所述柔轮轮齿和刚轮轮齿啮合引起的切向受力关系确定谐波传动系统切向动力学方程，根据柔轮轮齿和刚轮轮齿在啮合方向的受力关系确定动态啮合力方程；谐波传动系统径向动力学方程、谐波传动系统切向动力学方程及动态啮合力方程构成了谐波传动系统动力学模型的动力学模型，该动力学模型考虑了谐波传动系统内部构件以及构件间的相互关系，提高了动力学模型的精准度。
附图说明
图1为本发明提供的谐波传动系统动力学模型的建立方法一实施例的流程示意图；
图2为本发明提供的谐波传动系统各部件相互作用的物理模型；
图3为本发明提供的啮合区间柔性轴承径向位移与凸轮输入转角的关系曲线；
图4为本发明提供的运动学误差与输入转角的关系曲线；
图5为本发明提供的输出转角与输出扭矩的关系模型曲线；
图6为本发明提供的输出轴转角加速度的振动峰值随C的变化关系曲线。
具体实施方式
下面结合附图来具体描述本发明的优选实施例，其中，附图构成本申请一部分，并与本发明的实施例一起用于阐释本发明的原理，并非用于限定本发明的范围。
本发明提供了一种谐波传动系统动力学模型的建立方法，其中一实施例流程示意图如图1所示，在该实施例中，包括以下步骤：
S1、获取谐波传动系统的单个啮入区间内柔性轴承径向位移、波发生器转速、运动学误差、等效啮合角及啮合刚度；
S2、根据所述单个啮入区间内柔性轴承径向位移及波发生器转速确定谐波传动系统柔性轴承的总径向位移，根据所述运动学误差及等效啮合角确定偏心误差；
S3、根据所述总径向位移、偏心误差及构件间径向受力关系确定谐波传动系统径向动力学方程，根据所述柔轮轮齿和刚轮轮齿啮合引起的切向受力关系确定谐波传动系统切向动力学方程，根据柔轮轮齿和刚轮轮齿在啮合方向的受力关系确定动态啮合力方程。
作为一个优选的实施例，根据所述单个啮入区间内柔性轴承径向位移及波发生器转速确定谐波传动系统柔性轴承的总径向位移，具体包括：通过波发生器转角、总径向位移与时间的关系表达式，确定柔性轴承的总径向位移，所述波发生器转角、总径向位移与时间的关系表达式为
Figure BDA0003078131770000051
其中，N为谐波传动系统的传动比，w为波发生器转速，ym为单个啮入区间内柔性轴承径向位移离，y1为谐波传动系统柔性轴承的总径向位移。
一个具体实施例中，建立谐波传动系统各部件相互作用的物理模型，如图2所示。根据凸轮波发生器的外周边曲线形状建立啮合区间柔性轴承径向位移y与凸轮输入转角θw的关系，啮合区间柔性轴承径向位移与凸轮输入转角的关系曲线，如图3所示，图3可表示为啮合区间内各轮齿的啮合时柔性轴承的形变位置，当波发生器转动一个齿的转角时，第n个轮齿处的柔性轴承径向移动Yn的距离，即波发生器转动2π/N的转角时，单个啮入区间共转动ym的距离，啮合区间内柔性轴承总径向位移为4ym。即波发生器转角与总径向位移y1与时间t的关系为
Figure BDA0003078131770000061
式中，N为谐波传动系统的传动比，w为波发生器转速。
作为一个优选的实施例，根据所述运动学误差及等效啮合角确定偏心误差，具体包括：根据所述运动学误差、等效啮合角及偏心误差公式确定偏心误差，所述偏心误差公式为e＝θchrc/tanα，θch为运动学误差，rc为刚轮的半径，α为等效啮合角。
一个具体实施例中，运动学误差与输入转角的关系曲线，如图4所示。
作为一个优选的实施例，所述谐波传动系统动力学模型的建立装置还包括，通过运动学误差公式，获取运动学误差，所述运动学误差公式为θch＝a0+a1cos(2θw)+b1sin(2θw)+a2cos(4θw)+b2sin(4θw)，θw为输入转角，a0,a1,a2,b1,b2为拟合系数。
一个具体实施例中，谐波减速器采用改性凸轮波发生器，且柔轮固定，刚轮输出，可根据谐波减速器的传动特点确定其刚度、偏心误差等数学模型，建立输出转角与输出扭矩的关系模型曲线，如图5所示，得出输出转角与扭矩的函数表达式为
Figure BDA0003078131770000062
A0、A1、A2、A3为拟合系数，啮合刚度km可表示为
Figure BDA0003078131770000063
fm＝fHD-fg+fb
Figure BDA0003078131770000071
式中，fm为啮合刚度km对应输出的柔度，fHD为谐波传动系统总扭转刚度对应输出的柔度，是输出转角θc与输出扭矩Tc的变化率，fb为柔性轴承支承刚度kb对应输出的柔度，fg为柔轮扭转刚度kg对应输出的柔度，rc为刚轮的半径，α为轮齿啮合角；在不考虑任何非线性因素对系统造成影响的理想状态下，其单齿的等效啮合角可表示为
Figure BDA0003078131770000072
作为一个优选的实施例，根据所述总径向位移、偏心误差及构件间径向受力关系确定谐波传动系统径向动力学方程，具体包括：根据所述总径向位移、偏心误差及构件间径向受力关系确定谐波传动系统径向动力学方程
Figure BDA0003078131770000073
其中，y1为谐波传动系统柔性轴承的总径向位移，e为偏心误差，y2柔轮轮齿径向位移，Fp为动态啮合力，Ffc为啮合处齿面摩擦力，Jg为柔轮转动惯量，rg为柔轮中性层半径，kb为柔性轴承支承刚度，cb为柔性轴承支承阻尼系数。
作为一个优选的实施例，根据所述柔轮轮齿和刚轮轮齿啮合引起的切向受力关系确定谐波传动系统切向动力学方程，具体包括：根据所述柔轮轮齿和刚轮轮齿在啮合引起的切向受力关系确定谐波传动系统切向动力学方程
Figure BDA0003078131770000074
其中，α为等效啮合角。
作为一个优选的实施例，根据柔轮轮齿和刚轮轮齿在啮合方向的受力关系确定动态啮合力方程，具体包括：根据柔轮轮齿和刚轮轮齿在啮合方向的受力关系确定动态啮合力方程
Figure BDA0003078131770000075
其中，km为啮合刚度，cm为啮合阻尼系数。
需要说明的是，上述实例中采取的采取的谐波传递系统为改性凸轮波发生器驱动，以及柔轮固定，刚轮输出仅仅是为了清楚说明所做的举例，而非对实施方式的限定，同样可以采取刚轮固定柔轮输出。同时对于驱动系统的波发生器的形状不加以限定。
作为一个优选的实施例，所述谐波传动系统动力学模型的建立方法还包括，根据齿面摩擦力以及动态啮合力在刚轮产生向左的切向位移及刚轮节圆半径，确定刚轮的传输转角。
一个具体实施例中，在输入转角为θw时确定每个部件在各方向上的相对位移。具体步骤为：改性凸轮以转速为w逆时针转动θw时，迫使柔性轴承内圈发生形变产生一个向上为y1的总径向位移，在柔性轴承的作用下柔轮轮齿产生一个y2的径向位移使其与刚轮进行啮合传动。为方便说明，将水平力作用分解为两个过程，过程一为刚轮不动，由于柔轮的柔性，在齿面摩擦以及动态啮合力的作用下，柔轮轮齿会产生一个向右为x1的切向位移，同时积累了一定的能量；过程二为柔轮在过程一积累的能量借助于啮合作用使其刚轮产生一个向左的切向位移x2，最终刚轮经以上过程完成了一次逆时针旋转θc＝x2/rc的转角。
另一个具体实施例中，以某型号的谐波减速器为研究对象，其动力学模型仿真参数，如表1所示。
表1
参数 数值 参数 数值
y<sub>m</sub>(m) 1.02×10<sup>-4</sup> J<sub>c</sub>(kg·m<sup>2</sup>) 2.55×10<sup>-3</sup>
N 100 a<sub>0</sub>(") 18.57
r<sub>c</sub>(mm) 40 a<sub>1</sub>(") -13.15
f 0.3 a<sub>2</sub>(") -2.447
r<sub>g</sub>(mm) 39.5 b<sub>1</sub>(") -20.72
k<sub>b</sub>(N/m) 1×10<sup>8</sup> b<sub>2</sub>(") -1.88
k<sub>g</sub>(N·m/rad) 3.05×10<sup>5</sup> A<sub>1</sub>(rad/(N·m)) 3.3×10<sup>-4</sup>
c<sub>m</sub>(N·s/m) 8.2×10<sup>2</sup> A<sub>2</sub>(rad/(N<sup>2</sup>·m<sup>2</sup>)) 1.5×10<sup>-7</sup>
c<sub>b</sub>(N·s/m) 1.8×10<sup>3</sup> A<sub>3</sub>(rad/(N<sup>3</sup>·m<sup>3</sup>)) 2.4×10<sup>-9</sup>
J<sub>g</sub>(kg·m<sup>2</sup>) 2.57×10<sup>-7</sup>
在输入转速w＝30r/min条件下，以输出转角的加速度响应为分析对象分析不同部件阻尼对系统动态性能的影响程度。
以一种阻尼的敏感性分析因子C为改变之后的阻尼值与对应表1仿真值之间的比值；将C的范围定位1～2，得出输出轴转角加速度的振动峰值随C的变化关系曲线，如图5所示。从图5中可知，随着C的增大，啮合阻尼变化对应的输出响应峰值是波动式上升，变化幅度不明显；而支承阻尼对应的峰值变化相比之下是显著的，随着C的增大，其振动峰值有着一个很大程度的下降，从1增加到2时，其振动峰值下降了25.5％，远远大于相同C变化时支承阻尼引起的振动峰值的增加，特别是在C等于1.75到2之间的敏感特性达到了最大，但在C值在1.25到1.75之间其振动峰值没有太大变化。可知，支承阻尼对系统的动态稳定性中有着很大的影响，故，在对其结构设计制造中，为了保证系统响应的稳定特性，可以保证支承阻尼的敏感性分析因子C值大于1.75。
本发明实施例提供了一种谐波传动系统动力学模型的建立装置，包括处理器以及存储器，所述存储器上存储有计算机程序，所述计算机程序被所述处理器执行时，实现如上述任一技术方案所述的谐波传动系统动力学模型的建立方法。
本发明实施例提供了一种计算机可读存储介质，其上存储有计算机程序，其特征在于，所述计算机该程序被处理器执行时，实现如上述任一技术方案所述的谐波传动系统动力学模型的建立方法。
本发明公开了一种谐波传动系统动力学模型的建立方法、装置及计算机可读存储介质，通过获取谐波传动系统的单个啮入区间内柔性轴承径向位移、波发生器转速、运动学误差、等效啮合角及啮合刚度；根据所述单个啮入区间内柔性轴承径向位移及波发生器转速确定谐波传动系统柔性轴承的总径向位移，根据所述运动学误差及等效啮合角确定偏心误差；根据所述总径向位移、偏心误差及构件间径向受力关系确定谐波传动系统径向动力学方程，根据所述柔轮轮齿和刚轮轮齿啮合引起的切向受力关系确定谐波传动系统切向动力学方程，根据柔轮轮齿和刚轮轮齿在啮合方向的受力关系确定动态啮合力方程；谐波传动系统径向动力学方程、谐波传动系统切向动力学方程及动态啮合力方程构成了谐波传动系统动力学模型的动力学模型，该动力学模型考虑了谐波传动系统内部构件以及构件间的相互关系，提高了动力学模型的精准度。
本发明技术方案能够实现谐波齿轮传动系统的精确建模，对系统的精准控制以及结构设计改进具有重要意义；通过本发明技术方案可以进一步对谐波传动系统内部结构进行改善，以提高谐波传动系统的动态性能。
以上所述，仅为本发明较佳的具体实施方式，但本发明的保护范围并不局限于此，任何熟悉本技术领域的技术人员在本发明揭露的技术范围内，可轻易想到的变化或替换，都应涵盖在本发明的保护范围之内。

Claims (7)

1.一种谐波传动系统动力学模型的建立方法，其特征在于，包括以下步骤：
获取谐波传动系统的单个啮入区间内柔性轴承径向位移、波发生器转速、运动学误差、等效啮合角及啮合刚度；
根据所述单个啮入区间内柔性轴承径向位移及波发生器转速确定谐波传动系统柔性轴承的总径向位移，根据所述运动学误差及等效啮合角确定偏心误差；
根据所述总径向位移、偏心误差及构件间径向受力关系确定谐波传动系统径向动力学方程，具体包括：根据所述总径向位移、偏心误差及构件间径向受力关系确定谐波传动系统径向动力学方程
Figure 235267DEST_PATH_IMAGE001
，其中，α为等效啮合角，y1为谐波传动系统的总径向位移，e 为偏心误差，y2柔轮轮齿径向位移，FP为动态啮合力，Ffc为啮合处齿面摩擦力，Jg为柔轮转动惯量，rg为柔轮中性层半径，kb为柔性轴承支承刚度，cb为柔性轴承支承阻尼系数；
根据柔轮轮齿与刚轮轮齿啮合引起的切向受力关系确定谐波传动系统切向动力学方程，具体包括：根据所述柔轮轮齿与刚轮轮齿在啮合方向的受力关系确定谐波传动系统切向动力学方程
Figure 323309DEST_PATH_IMAGE002
，其中，α为等效啮合角，kg为柔轮扭转刚度，x1为柔轮齿轮向右切向位移，x2为刚轮齿轮向左切向位移，rc为刚轮半径；
根据柔轮轮齿与刚轮轮齿在啮合方向的受力关系确定动态啮合力方程，具体包括：根据柔轮轮齿和刚轮轮齿在啮合方向的受力关系确定动态啮合力方程
Figure 59184DEST_PATH_IMAGE003
，其中，km为啮合刚度，cm为啮合阻尼系数。
2.根据权利要求1所述的谐波传动系统动力学模型的建立方法，其特征在于，根据所述单个啮入区间内柔性轴承径向位移及波发生器转速确定谐波传动系统柔性轴承的总径向位移，具体包括：通过波发生器转速、总径向位移与时间的关系表达式，确定柔性轴承的总径向位移，所述波发生器转速、总径向位移与时间的关系表达式为
Figure 726925DEST_PATH_IMAGE004
；其中，N为谐波传动系统的传动比，w为波发生器转速，ym为单个啮入区间内柔性轴承径向位移距离，y1为谐波传动系统柔性轴承的总径向位移。
3.根据权利要求1所述的谐波传动系统动力学模型的建立方法，其特征在于，根据所述运动学误差及等效啮合角确定偏心误差，具体包括：根据所述运动学误差、等效啮合角及偏心误差公式确定偏心误差，所述偏心误差公式为
Figure 599066DEST_PATH_IMAGE005
，
Figure 559807DEST_PATH_IMAGE006
为运动学误差，rc为刚轮的半径，α为等效啮合角。
4.根据权利要求3所述的谐波传动系统动力学模型的建立方法，其特征在于，还包括，通过运动学误差公式，获取运动学误差，所述运动学误差公式为
Figure 579716DEST_PATH_IMAGE007
，
Figure 519990DEST_PATH_IMAGE008
为输入转角，
Figure 512217DEST_PATH_IMAGE009
为拟合系数。
5.根据权利要求1所述的谐波传动系统动力学模型的建立方法，其特征在于，还包括，根据齿面摩擦力以及动态啮合力在刚轮产生向左的切向位移及刚轮节圆半径，确定刚轮的传输转角。
6.一种谐波传动系统动力学模型的建立装置，其特征在于，包括处理器以及存储器，所述存储器上存储有计算机程序，所述计算机程序被所述处理器执行时，实现如权利要求1-5任一所述的谐波传动系统动力学模型的建立方法。
7.一种计算机可读存储介质，其上存储有计算机程序，其特征在于，所述计算机该程序被处理器执行时，实现如权利要求1-5任一所述的谐波传动系统动力学模型的建立方法。
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Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN103971006A (zh) * 2014-05-16 2014-08-06 清华大学 一种考虑主减速器壳的驱动桥齿轮动力学特性计算方法
CN110263367A (zh) * 2019-05-08 2019-09-20 西安交通大学 一种无干涉啮合的谐波减速器三维齿廓设计方法
CN112287485A (zh) * 2020-10-30 2021-01-29 重庆大学 刚柔-机电耦合的风机齿轮-发电机动力学模型建模方法

Family Cites Families (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN105650215B (zh) * 2010-10-07 2018-06-12 Tq系统公司 谐波销驱动机构、电动机齿轮单元、车辆以及发电机
US10839709B2 (en) * 2018-10-08 2020-11-17 Shaojie Tang Dynamically equivalent simulator for vehicle rotational motions

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN103971006A (zh) * 2014-05-16 2014-08-06 清华大学 一种考虑主减速器壳的驱动桥齿轮动力学特性计算方法
CN110263367A (zh) * 2019-05-08 2019-09-20 西安交通大学 一种无干涉啮合的谐波减速器三维齿廓设计方法
CN112287485A (zh) * 2020-10-30 2021-01-29 重庆大学 刚柔-机电耦合的风机齿轮-发电机动力学模型建模方法

Non-Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
Fernández A 等.Gear transmission dynamic: Effects of tooth profile deviations and support flexibility.《Applied Acoustics》.2014, *
周驰 等.一种驱动桥齿轮传动系统动力学建模与分析方法.《振动与冲击》.2015, *
范振铎.谐波减速器柔轮仿真分析及结构优化.《中国优秀硕士学位论文全文数据库工程科技Ⅱ辑》.2015, *

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