魏建寶，李松梅，徐雨田

（青島科技大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，山東青島266061）

萬(wàn)向聯(lián)軸器作為大型旋轉(zhuǎn)機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)的重要組成部分，其力學(xué)性能對(duì)機(jī)械設(shè)備的穩(wěn)定、安全運(yùn)行有重要影響。三叉式萬(wàn)向聯(lián)軸器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳輸能力強(qiáng)和承載能力大等優(yōu)點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于汽車工業(yè)和冶金行業(yè)等［1-3］，其結(jié)構(gòu)如圖1所示。萬(wàn)向聯(lián)軸器的主要運(yùn)動(dòng)形式是轉(zhuǎn)動(dòng)。在自身結(jié)構(gòu)和外力的影響下，萬(wàn)向聯(lián)軸器會(huì)產(chǎn)生附加運(yùn)動(dòng)，從而導(dǎo)致聯(lián)軸器產(chǎn)生一定的振動(dòng)，這會(huì)對(duì)機(jī)械設(shè)備傳動(dòng)系統(tǒng)的平穩(wěn)運(yùn)行造成極大的危害。

圖1 三叉式萬(wàn)向聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)示意Fig.1 Structure diagram of tripod universal coupling

近年來(lái)，許多學(xué)者對(duì)萬(wàn)向聯(lián)軸器的振動(dòng)特性進(jìn)行了大量研究。Farzad 等［4］對(duì)萬(wàn)向聯(lián)軸器的驅(qū)動(dòng)軸進(jìn)行了多體動(dòng)力學(xué)分析，建立了萬(wàn)向聯(lián)軸器的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)方程并分析了振動(dòng)產(chǎn)生的原因，最后通過(guò)實(shí)驗(yàn)進(jìn)行了對(duì)比驗(yàn)證。Han等［5］通過(guò)研究發(fā)現(xiàn)，船舶傳動(dòng)系統(tǒng)的疲勞失效主要是由萬(wàn)向聯(lián)軸器的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)造成的，為避免傳動(dòng)系統(tǒng)疲勞失效，應(yīng)將萬(wàn)向聯(lián)軸器的剛度減小至目標(biāo)值的70%。Jayananthan 等［6］對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)特性進(jìn)行了建模分析，通過(guò)研究發(fā)現(xiàn)防止由臨界速度下的共振引發(fā)的過(guò)早失效十分有必要。Sugawara等［7］考慮汽車傳統(tǒng)系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)軸的軸向力，通過(guò)實(shí)驗(yàn)分析了驅(qū)動(dòng)軸空轉(zhuǎn)時(shí)的振動(dòng)特性，發(fā)現(xiàn)驅(qū)動(dòng)軸空轉(zhuǎn)時(shí)的振動(dòng)特性受到三腳架軸向位置變化幅度和諧波周期的影響。盧曦等［8］從球籠式等速萬(wàn)向節(jié)的內(nèi)部結(jié)構(gòu)出發(fā)，對(duì)其振動(dòng)的產(chǎn)生原因進(jìn)行了分析，并推導(dǎo)出球籠式等速萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸的彎曲、扭轉(zhuǎn)振動(dòng)方程以及對(duì)應(yīng)的臨界轉(zhuǎn)速。常德功等［9-10］設(shè)計(jì)了一種汽車用新型等速萬(wàn)向聯(lián)軸器，通過(guò)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析驗(yàn)證了其準(zhǔn)等角速特性，并對(duì)所設(shè)計(jì)的萬(wàn)向聯(lián)軸器的驅(qū)動(dòng)軸進(jìn)行了預(yù)應(yīng)力作用下的諧響應(yīng)分析，得到了驅(qū)動(dòng)軸的危險(xiǎn)頻率及動(dòng)態(tài)特性，有效避免了共振現(xiàn)象的出現(xiàn)。徐翔等［11］通過(guò)更改參數(shù)的方式得到：三叉式萬(wàn)向聯(lián)軸器的固有頻率隨其輸入軸與輸出軸之間夾角的增大而逐漸減小，當(dāng)夾角小于20°時(shí)，可忽略?shī)A角的影響，直接進(jìn)行扭振特性分析。王鴻恩等［12］采用漸近法分析了三維空間多節(jié)萬(wàn)向傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)參數(shù)以及扭振的主、從動(dòng)件的旋轉(zhuǎn)非等速性等因素對(duì)動(dòng)力放大系數(shù)的影響，提出可通過(guò)對(duì)傳動(dòng)件剛度、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、軸間夾角及十字軸轉(zhuǎn)角相位差等進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)的方法來(lái)減小動(dòng)力放大系數(shù)和降低旋轉(zhuǎn)的非等速性。袁躍蘭等［13］建立了某車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的多自由度質(zhì)量-彈性-阻尼動(dòng)力學(xué)模型，著重分析了萬(wàn)向聯(lián)軸器的剛度和阻尼對(duì)車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率、固有振型和強(qiáng)迫振動(dòng)響應(yīng)等模態(tài)參數(shù)的影響。李松梅等［14］針對(duì)三叉式萬(wàn)向聯(lián)軸器在實(shí)際應(yīng)用中所產(chǎn)生的振動(dòng)影響，設(shè)計(jì)了一種橡膠減振型三叉式萬(wàn)向聯(lián)軸器，并通過(guò)理論分析和實(shí)驗(yàn)研究的方式獲得了提高其使用壽命的措施。綜上所述，目前缺乏對(duì)雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器扭轉(zhuǎn)振動(dòng)特性的研究?？紤]到在實(shí)際應(yīng)用中三叉式萬(wàn)向聯(lián)軸器常與球籠式萬(wàn)向聯(lián)軸器串聯(lián)使用，且其扭轉(zhuǎn)振動(dòng)會(huì)對(duì)機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生影響，以三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器為研究對(duì)象，對(duì)其扭轉(zhuǎn)振動(dòng)特性進(jìn)行分析，旨在為其設(shè)計(jì)、制造和應(yīng)用提供理論依據(jù)。

1 三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模型的建立

三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器的物理模型如圖2所示（其中三叉式萬(wàn)向聯(lián)軸器為橡膠減振型三叉式萬(wàn)向聯(lián)軸器）。圖中：R為三叉桿的旋轉(zhuǎn)半徑；β為輸入軸與中間軸的夾角；l為中間軸的長(zhǎng)度；θ1、θ2及θ3和θ4分別為輸入軸、中間軸和輸出軸的扭轉(zhuǎn)角度。忽略新型三叉式萬(wàn)向聯(lián)軸器和球籠式萬(wàn)向聯(lián)軸器自身的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，且不考慮連接處附加轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和速度的變化，采用集中參數(shù)法建立三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)簡(jiǎn)化模型，如圖3所示。其中：中間軸為細(xì)長(zhǎng)軸（扭轉(zhuǎn)剛度為kL，扭轉(zhuǎn)阻尼為cL），其扭轉(zhuǎn)變形量較大，分析計(jì)算時(shí)將中間軸分解為轉(zhuǎn)動(dòng)慣量相等的2個(gè)圓盤，對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量分別為J2和J3；輸入軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為J1，輸出軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為J4。

圖2 三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器的物理模型Fig.2 Physical model of tripod-ball cage double univer‐sal coupling

圖3 三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)簡(jiǎn)化模型Fig.3 Simplified torsional vibration model of tripodball cage double universal coupling

基于圖3所示的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)簡(jiǎn)化模型，采用第一類拉格朗日方程［15］建立三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器的動(dòng)力學(xué)方程：

式中：M為廣義質(zhì)量矩陣，M=diag(J1J2J3J4)；q為廣義坐標(biāo)，q=[θ1θ2θ3θ4]T；Cq為雅克比矩陣；λ為拉格朗日乘子；Qe為阻尼矩陣；Qf為外力矩陣。

由圖2 可知，三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器輸入軸、中間軸與輸出軸的扭轉(zhuǎn)角度的關(guān)系為：

則三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器各軸扭轉(zhuǎn)角度的約束矩陣C為：

求解式（3）關(guān)于廣義坐標(biāo)q的偏導(dǎo)數(shù)，可得Cq：

根據(jù)圖3所示的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)簡(jiǎn)化模型，可得阻尼矩陣Qe為：

求解式（2）關(guān)于時(shí)間的二階導(dǎo)數(shù)，可得Cqq''=Qc，則有：

將Cqq''=Qc代入式（1），可得：

當(dāng)外力為0 N 時(shí)，阻尼為0 N/（m/s）時(shí)，式（7）為三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器的自由扭轉(zhuǎn)振動(dòng)方程。令β=0°，則θ1=θ2，θ3=θ4，由此可得角加速度也相等。此時(shí)該雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器的自由扭轉(zhuǎn)振動(dòng)方程可以簡(jiǎn)化為：

2 三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器的固有頻率求解

基于式（8），由公式法［16］求解得到三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器的固有頻率fn：

三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器各軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量分別為J1=J4=4×10-3kg?m2，J2=J3=9×10-3kg?m2；雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器的剪切模量G=8×1010Pa；中間軸的直徑d=0.04 m，長(zhǎng)度l=0.40 m；三叉桿的旋轉(zhuǎn)半徑R=0.03 m。則可得中間軸的扭轉(zhuǎn)剛度kL為：

將各數(shù)值代入式（9），可得三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器的固有頻率為2 769.4 rad/s，即440.99 Hz。

若三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器輸入軸與中間軸的夾角β≠0°，保持輸入軸與輸出軸的軸線平行，則基于式（7）得到該雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器的振動(dòng)方程，為：

式（11）為非線性振動(dòng)方程，利用公式法求解較為復(fù)雜且誤差較大，因此采用Runge-Kutta 算法對(duì)式（11）進(jìn)行數(shù)值求解。設(shè)三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器輸入軸的初始角速度為1 rad/s，分析時(shí)間為1 s，步長(zhǎng)為10-6s；取輸入軸與中間軸的夾角β=0°，10°，20°和30°。利用MATLAB 軟件對(duì)三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器的振動(dòng)特性進(jìn)行仿真分析。

圖4所示為輸入軸與中間軸的夾角不同時(shí)三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器的頻域響應(yīng)。由圖4 可知，當(dāng)輸入軸與中間軸的夾角β=0°時(shí)，該雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器的固有頻率為440.99 Hz，與理論計(jì)算結(jié)果一致，驗(yàn)證了仿真分析的正確性。此外，從圖4中還可以看出，隨著輸入軸與中間軸的夾角的增大，三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器的固有頻率略有降低。

圖4 輸入軸與中間軸的夾角不同時(shí)三叉式?球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器的頻域響應(yīng)Fig.4 Frequency domain response of tripod-ball cage double universal coupling with different included angles be‐tween input shaft and intermediate shaft

3 三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)響應(yīng)分析

在考慮外力且忽略阻尼的情況下，在三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器的輸入軸上加載轉(zhuǎn)矩T，輸出軸上施加負(fù)載F，則有：

將Qf代入式（7），得到三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)方程，為：

設(shè)施加在三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器輸入軸上的轉(zhuǎn)矩T=sin 8πtN?mm，不考慮該雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器的效率損失，利用Runge-Kutta算法對(duì)式（13）進(jìn)行數(shù)值求解，得到該雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器輸入軸與輸出軸之間的轉(zhuǎn)角差和角速度差隨時(shí)間的變化情況。

3.1 不同夾角下的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)響應(yīng)分析

在實(shí)際應(yīng)用中，三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器輸入軸與中間軸的夾角會(huì)發(fā)生改變。為研究該雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器輸入軸與輸出軸的轉(zhuǎn)角和角速度與輸入軸與中間軸的夾角的關(guān)系，設(shè)輸入軸和輸出軸的初始角速度均為1 rad/s，保持輸入軸與輸出軸的軸線平行，取輸入軸與中間軸的夾角β=0°，10°，20°和30°，負(fù)載F=sin 8πtN?mm，分析時(shí)間為1 s。通過(guò)仿真分析得到不同夾角下三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器輸入軸與輸出軸之間的轉(zhuǎn)角差和角速度差隨時(shí)間的變化情況，如圖5所示。

圖5 不同夾角下三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器輸入軸與輸出軸之間的轉(zhuǎn)角差和角速度差Fig.5 Rotation angle difference and angular velocity difference between input shaft and output shaft of tripod-ball cage double uni‐versal coupling under different included angles

由圖5 可知，對(duì)于三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器，當(dāng)輸入軸與中間軸的夾角β=0°時(shí)，隨著時(shí)間的增加，其輸入軸與輸出軸之間的轉(zhuǎn)角差逐漸增大，呈波浪形，角速度差平穩(wěn)增大。當(dāng)輸入軸與中間軸的夾角β=10°時(shí)，輸入軸與輸出軸之間的轉(zhuǎn)角差和角速度差的整體變化趨勢(shì)與β=0°時(shí)相似，但波動(dòng)幅度增大。當(dāng)輸入軸與中間軸的夾角β=20°時(shí)，隨著時(shí)間的增加，輸入軸與輸出軸之間的轉(zhuǎn)角差和角速度差整體趨于穩(wěn)定，轉(zhuǎn)角差的最大值約為0.8×10-3rad，角速度差的最大值約為1.3 rad/s。當(dāng)輸入軸與中間軸的夾角β=30°時(shí)，輸入軸與輸出軸之間的轉(zhuǎn)角差和角速度差的變化趨勢(shì)與β=20°時(shí)相似，其中轉(zhuǎn)角差的最大值約為3×10-3rad，角速度差的最大值約為4.1 rad/s，隨著時(shí)間的增加，角速度差略有減小。

由圖5還可以看出，對(duì)于三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器，隨著輸入軸與中間軸的夾角β的不斷增大，同一時(shí)刻下輸入軸與輸出軸之間的轉(zhuǎn)角差增大。從整體上看，在t=0 s附近，隨著輸入軸與中間軸的夾角β的增大，輸入軸與輸出軸之間的轉(zhuǎn)角差和角速度差的初始值增大；當(dāng)輸入軸與中間軸的夾角β較小時(shí)，輸入軸與輸出軸之間的轉(zhuǎn)角差整體呈波浪形變化，變化趨勢(shì)不穩(wěn)定；當(dāng)輸入軸與中間軸的夾角β增大到20°后，輸入軸與輸出軸之間的轉(zhuǎn)角差的整體變化趨勢(shì)由波浪形趨于平滑，即變化逐漸趨于穩(wěn)定；隨著輸入軸與中間軸的夾角β的增大，輸入軸與輸出軸之間的角速度差增大，且在t=0 s附近的角速度差隨夾角β的增大而快速增大，逐漸接近t=1 s時(shí)的角速度差。

綜上，三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器輸入軸與中間軸的夾角的改變導(dǎo)致其輸入軸與輸出軸之間的轉(zhuǎn)角差和角速度差發(fā)生改變，從而造成聯(lián)軸器產(chǎn)生不穩(wěn)定的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。

3.2 不同外激勵(lì)下的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)響應(yīng)分析

為研究三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器輸入軸與輸出軸的轉(zhuǎn)角和角速度與外激勵(lì)的關(guān)系，分別取施加在輸入軸上的轉(zhuǎn)矩T=30sin 8πt，60sin 8πt和90sin 8πtN?mm，輸出軸外激勵(lì)為相應(yīng)的負(fù)值，取輸入軸與中間軸的夾角β=10°，輸入軸和輸出軸的初始角速度均為1 rad/s，其他條件不變，得到輸入軸與輸出軸之間的轉(zhuǎn)角差和角速度差隨時(shí)間的變化情況，如圖6所示。

圖6 不同外激勵(lì)下三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器輸入軸與輸出軸之間的轉(zhuǎn)角差和角速度差Fig.6 Rotation angle difference and angular velocity difference between input shaft and output shaft of tripod-ball cage double uni‐versal coupling under different external incentives

由圖6（a）、（b）可以看出，對(duì)于三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器，當(dāng)外激勵(lì)T=30sin 8πtN?mm時(shí)，輸入軸與輸出軸之間的轉(zhuǎn)角差整體呈周期性變化，變化周期約為0.25 s，正、反向轉(zhuǎn)角差的最大值隨時(shí)間的增加而增大，正向轉(zhuǎn)角差的最大值約為8×10-4rad，反向轉(zhuǎn)角差的最大值約為-8×10-4rad；輸入軸與輸出軸之間的角速度差在0 rad/s上下波動(dòng)，且隨著時(shí)間的增加，角速度差呈小波浪形增大，正向角速度差的最大值約為0.60 rad/s，反向角速度差的最大值為-0.55 rad/s。由圖6（c）、（d）可以看出，當(dāng)外激勵(lì)T=60sin 8πtN?mm時(shí)，輸入軸與輸出軸之間的轉(zhuǎn)角差的變化趨勢(shì)以及變化周期與T=30sin 8πtN?mm時(shí)相似，正向轉(zhuǎn)角差的最大值約為1.8×10-3rad，反向轉(zhuǎn)角差的最大值約為-1.8×10-3rad；輸入軸與輸出軸之間的角速度差的變化趨勢(shì)也與T=30sin 8πtN?mm時(shí)相似，但波動(dòng)程度有所增大。由圖6（e）、（f）可以看出，當(dāng)外激勵(lì)T=90sin 8πtN?mm 時(shí)，輸入軸與輸出軸之間的轉(zhuǎn)角差的變化趨勢(shì)以及變化周期同樣與T=30sin 8πtN?mm時(shí)相似，正向轉(zhuǎn)角差的最大值約為2.0×10-3rad，反向轉(zhuǎn)角差的最大值約為-2.0×10-3rad；輸入軸與輸出軸之間的角速度差的變化趨勢(shì)同樣與T=30sin 8πtN?mm時(shí)相似，且正、反向角速度差的最大值與T=30sin 8πtN?mm時(shí)相近，但角速度差的波動(dòng)程度略有增大。

綜上，外激勵(lì)的存在和改變導(dǎo)致三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器輸入軸與輸出軸之間的轉(zhuǎn)角差和角速度差發(fā)生改變，從而造成聯(lián)軸器產(chǎn)生不穩(wěn)定的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。

為了更清楚地觀察三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器輸入軸與輸出軸之間的轉(zhuǎn)角差隨時(shí)間的變化情況，給出0.2 s內(nèi)轉(zhuǎn)角差的變化情況，如圖7所示。

由圖5 至圖7 可以看出，隨著外激勵(lì)的不斷增大，三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器輸入軸與輸出軸之間的轉(zhuǎn)角差的變化趨勢(shì)幾乎不變，但其幅值的整體波動(dòng)程度越來(lái)越大。在單個(gè)變化周期內(nèi)，輸入軸與輸出軸之間的轉(zhuǎn)角差的波動(dòng)程度幾乎不變；正向轉(zhuǎn)角差的最大值由6.0×10-4rad增大到1.75×10-3rad，反向轉(zhuǎn)角差的最大值由-7.5×10-4rad減小到-1.9×10-3rad。

圖7 0.2 s 內(nèi)不同外激勵(lì)下三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器輸入軸與輸出軸之間的轉(zhuǎn)角差Fig.7 Rotation angle difference between input shaft and out‐put shaft of tripod-ball cage double universal coupling under different external incentives within 0.2 s

4 結(jié)論

1）利用Runge-Kutta 算法對(duì)三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器的振動(dòng)方程進(jìn)行了求解，并通過(guò)MATLAB軟件進(jìn)行了數(shù)值仿真分析，得到該雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器的固有頻率均為440.99 Hz，即理論計(jì)算結(jié)果與數(shù)值仿真分析結(jié)果一致，驗(yàn)證了仿真分析的正確性。

2）在整個(gè)三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器中，其輸入軸與中間軸的夾角的改變會(huì)影響其輸入軸與輸出軸之間的轉(zhuǎn)速差和角速度差，進(jìn)而導(dǎo)致聯(lián)軸器產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，夾角越大，聯(lián)軸器產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)越劇烈。外激勵(lì)的存在和改變也會(huì)使聯(lián)軸器輸入軸與輸出軸之間的轉(zhuǎn)角差和角速度差產(chǎn)生不穩(wěn)定的變化，隨著外激勵(lì)的增大，聯(lián)軸器的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)愈加劇烈。研究結(jié)果為三叉式-球籠式雙聯(lián)萬(wàn)向聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)、制造和應(yīng)用提供了理論依據(jù)和技術(shù)支持。