4.5 两级三环减速器的结构设计
根据两级三环传动的基本参数以及所要求的传递功率，对两级三环减速器进行结构设计。表4-5所示为两级三环减速机样机的结构参数。
表4-5 三环减速机的结构参数表
| 名称 |
特性 |
| 偏心套外圆直径 |
Ф40mm |
| 偏心套偏心距 |
4.18mm |
| 偏心轴支承轴承型号 |
左端NU205/P5，右端NU205/P5 |
| 输出轴支承轴承型号 |
左端6211，右端6211 |
| 环板转臂轴承型号 |
NU209/P6211 |
| 两侧环板浮动环内径、外径、厚度 |
Ф内40mm、Ф外45mm、19mm |
| 中间环板浮动环内径、外径、厚度 |
Ф内40mm、Ф外45mm、38mm |
| 箱体结构 |
焊接、剖分式 |
| 密封形式 |
骨架密封圈和O型密封圈密封 |
| 润滑方式 |
油池润滑 |
根据两级三环减速器的基本参数和结构参数，设计的两级三环减速器的传动结构如图4-3所示。
4.6两级三环减速器的均载机构设计
浮环是油膜浮动均载装置的关键件之一，工作时它既要承受较大的载荷，又要具有一定的抗磨和抗蚀性。同时还应具有良好的切削加工性能。笔者设计的在曲柄轴偏心套与转臂轴承内圈之间加一能自由转动的金属浮动环的方案，工作时，转臂轴承与浮环之间、浮环与偏心套之间各形成一层油膜，共有两层共转滑动轴承油膜。下面以中间环板转臂轴承处的油膜浮动均载装置为例对两层油膜的均载装置的油膜间隙进行分析设计。样机的主要技术数据见表4-2和 4-3。下面根据第二章的受力分析和第三章的油膜浮动均载的有关公式对油膜浮动均载机构形成的双层厚油膜进行设计。内层油膜的设计见表4-6。
表4-6 内层油膜间隙的设计计算
由以上的计算可知，所选参数满足要求，故，公差选择合适。
由于内外两层油膜承受的载荷相等，根据第三章的有关公式可得可得外层油膜的有关计算如表4-7所示。
表4-7 外层油膜间隙的设计计算
| 计算内容 |
符号 |
计算公式 |
计算结果 |
单位 |
| 半径间隙 |
c′ |
 |
59.1 |
μm |
| 相对间隙 |
ψ′ |
 |
0.002625 |
μm |
| 最小油膜厚度 |
hmin |
hmin=r′ψ′（1-ε） |
23.03 |
μm |
| 轴承内表面粗糙度 |
RZ1 |
已知 |
1.6 |
μm |
| 浮环外表面粗糙度 |
RZ2 |
已知 |
1.6 |
μm |
| 安全度 |
S |
 |
7.2＞2 |
|
| 配合公差 |
|
|
F6/d7 |
|
| 轴承内径 |
|
|
 |
mm |
| 浮环外径 |
|
|
 |
mm |
| 最大半径间隙 |
cmax |
|
0.073 |
mm |
| 最大相对间隙 |
ψmax |
|
0.00324 |
|
| 最大承载量系数 |
CPmax |
|
3.74 |
|
| 最小半径间隙 |
cmin |
|
0.0525 |
mm |
| 最小相对间隙 |
ψmin |
|
0.00233 |
|
| 最小承载量系数 |
CPmin |
|
1.94 |
|
| 偏心率 |
ε1 |
由CPmax和b/D=0.95查表 |
0.815 |
|
| 最小油膜厚度 |
hmin1 |
hmin1=r1·ψmax(1-ε1) |
13.5＞6.4 |
μm |
| 偏心率 |
ε2 |
由CPmax和b/D=0.95查表 |
0.72 |
|
| 最小油膜厚度 |
hmin2 |
hmin2=r1·ψmax(1-ε2) |
14.7＞6.4 |
μm |
由于满足设计要求，由此可知，公差选择合适。
由公式（3-20）和（3-21）计算两层油膜的浮动量：
油膜浮动量与其它弹性件浮动量一起，便能够满足样机对浮动的要求。
样机的振动试验数据显示，油膜浮动两级三环减速器的振动较小，均载效果较好，此表明，笔者设计的油膜浮动均载装置的参数是合理的。
4.7 两级三环减速器的传动效率计算
传动效率η是评价机器性能的一项重要指标，传动系统的效率和它的结构型式、工作表面状态、摩擦阻力的类型、润滑剂的性能以及制造安装精度和工作条件等有关。其实际值应由实测确定，进行动力计算时，其传动效率采用理论估算值。
式中 Wr——输出功；
Wd——输入功；
Wf——损耗功。
本文研究的三环减速机是由一级同步带传动和二级三环少齿差传动组成，它的效率η由一级传动效率和二级传动效率串联而成，即
η=η1·η2 （4-5）
一级同步带传动效率概略计算取η1=0.99。
二级少齿差传动的机械效率η2的确定有两种文法：理论计算法和实验测试法，其中，以实测值作为评价依据。尽管理论计算值不可能与实测值相同，但在设计时首先要进行理论计算。
对于少齿差行星传动的总效率η2，可以认为主要由四部分串联而成，即
η2=ηeηbηwηM （4-6）
式中 ηe——行星机构的啮合效率；
ηb——转臂轴承的效率；
ηw——输出机构的效率；
ηM——液力损失的效率。
由上式可见，少齿差行星传动的总效率是考虑到轮齿啮合损失、轴承摩擦损失、输出机构传动损失和液力损失的效率。
三环减速机传动是一种新型的三相并列少齿差行星传动，没有输出机构，它的每一相传动效率η2参考少齿差传动计算如下：
η2=ηeηbηM （4-7）
行星机构的啮合效率ηe:
式中 ηH——转化机构的啮合效率。
三环传动机构的转化机构为定轴少齿差内齿轮副，对于本文研究的三环减速机，因a′＞aa1，节点P在啮合线B1B2外，故转化机构的效率计算如下：
式中 fg——啮合过程中齿面的摩擦系数，一般取fg=0.05～0.10。
对于本文的三环减速机，各项数值代入上式得：ηe=0.97。
转臂轴承的效率ηb:
式中 TB——摩擦力矩；
TH——转臂转矩。
概略计算时可近似地取ηb=0.98～0.995。
液力损失的效率ηM：
式中 P——传动功率，kW；
v——齿轮的圆周速度，m/s；
b——浸入润滑油中的齿轮宽度，mm；
U——润滑油在工作温度时的运动粘度，cSt；
Z∑——啮合齿轮副的齿数和。
选取上述参数，计算得ηM=0.95。
综上所述，两级三环减速机的总效率：
η=η1η2=η1ηeηbηM=0.99×0.97×0.99×0.95=90.3%
4.8 本章小结
本章在完全平衡双轴输入式三环减速器受力分析、误差分析以及流体动力润滑分析的基础上，提出了完全平衡两级三环减速器的设计方案，并对设计、制造及安装中的诸多问题进行了深入研究。
提出了以同步齿形带传动作为新型三环减速器的一级传动方案，并完成了一级传动的设计。
提出了以完全平衡的三环传动作为新型减速器的二级传动方案，并完成了二级传动的结构设计。
依据有关理论，讨论了新型两级三环减速器的传动比、传动效率和制造以及安装调试等有关问题。
依据流体动力润滑理论和机械学理论，设计出了新型减速器样机的双层厚油膜浮动均载机构。
通过对新型两级三环减速器的分析，可得出新型两级三环减速器有着使用寿命长，各环板单位齿宽上作用的载荷均匀，承载能力大等优点。
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