4.5 兩級三環減速器的結構設計
根據兩級三環傳動的基本參數以及所要求的傳遞功率，對兩級三環減速器進行結構設計。表4-5所示為兩級三環減速機樣機的結構參數。
表4-5 三環減速機的結構參數表
| 名稱 |
特性 |
| 偏心套外圓直徑 |
Ф40mm |
| 偏心套偏心距 |
4.18mm |
| 偏心軸支承軸承型號 |
左端NU205/P5，右端NU205/P5 |
| 輸出軸支承軸承型號 |
左端6211，右端6211 |
| 環板轉臂軸承型號 |
NU209/P6211 |
| 兩側環板浮動環內徑、外徑、厚度 |
Ф內40mm、Ф外45mm、19mm |
| 中間環板浮動環內徑、外徑、厚度 |
Ф內40mm、Ф外45mm、38mm |
| 箱體結構 |
焊接、剖分式 |
| 密封形式 |
骨架密封圈和O型密封圈密封 |
| 潤滑方式 |
油池潤滑 |
根據兩級三環減速器的基本參數和結構參數，設計的兩級三環減速器的傳動結構如圖4-3所示。
4.6兩級三環減速器的均載機構設計
浮環是油膜浮動均載裝置的關鍵件之一，工作時它既要承受較大的載荷，又要具有一定的抗磨和抗蝕性。同時還應具有良好的切削加工性能。筆者設計的在曲柄軸偏心套與轉臂軸承內圈之間加一能自由轉動的金屬浮動環的方案，工作時，轉臂軸承與浮環之間、浮環與偏心套之間各形成一層油膜，共有兩層共轉滑動軸承油膜。下面以中間環板轉臂軸承處的油膜浮動均載裝置為例對兩層油膜的均載裝置的油膜間隙進行分析設計。樣機的主要技術數據見表4-2和 4-3。下面根據第二章的受力分析和第三章的油膜浮動均載的有關公式對油膜浮動均載機構形成的雙層厚油膜進行設計。內層油膜的設計見表4-6。
表4-6 內層油膜間隙的設計計算
由以上的計算可知，所選參數滿足要求，故，公差選擇合適。
由于內外兩層油膜承受的載荷相等，根據第三章的有關公式可得可得外層油膜的有關計算如表4-7所示。
表4-7 外層油膜間隙的設計計算
| 計算內容 |
符號 |
計算公式 |
計算結果 |
單位 |
| 半徑間隙 |
c′ |
 |
59.1 |
μm |
| 相對間隙 |
ψ′ |
 |
0.002625 |
μm |
| 最小油膜厚度 |
hmin |
hmin=r′ψ′（1-ε） |
23.03 |
μm |
| 軸承內表面粗糙度 |
RZ1 |
已知 |
1.6 |
μm |
| 浮環外表面粗糙度 |
RZ2 |
已知 |
1.6 |
μm |
| 安全度 |
S |
 |
7.2＞2 |
|
| 配合公差 |
|
|
F6/d7 |
|
| 軸承內徑 |
|
|
 |
mm |
| 浮環外徑 |
|
|
 |
mm |
| 最大半徑間隙 |
cmax |
|
0.073 |
mm |
| 最大相對間隙 |
ψmax |
|
0.00324 |
|
| 最大承載量系數 |
CPmax |
|
3.74 |
|
| 最小半徑間隙 |
cmin |
|
0.0525 |
mm |
| 最小相對間隙 |
ψmin |
|
0.00233 |
|
| 最小承載量系數 |
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 |
由于滿足設計要求，由此可知，公差選擇合適。
由公式（3-20）和（3-21）計算兩層油膜的浮動量：
油膜浮動量與其它彈性件浮動量一起，便能夠滿足樣機對浮動的要求。
樣機的振動試驗數據顯示，油膜浮動兩級三環減速器的振動較小，均載效果較好，此表明，筆者設計的油膜浮動均載裝置的參數是合理的。
4.7 兩級三環減速器的傳動效率計算
傳動效率η是評價機器性能的一項重要指標，傳動系統的效率和它的結構型式、工作表面狀態、摩擦阻力的類型、潤滑劑的性能以及制造安裝精度和工作條件等有關。其實際值應由實測確定，進行動力計算時，其傳動效率采用理論估算值。
式中 Wr——輸出功；
Wd——輸入功；
Wf——損耗功。
本文研究的三環減速機是由一級同步帶傳動和二級三環少齒差傳動組成，它的效率η由一級傳動效率和二級傳動效率串聯而成，即
η=η1·η2 （4-5）
一級同步帶傳動效率概略計算取η1=0.99。
二級少齒差傳動的機械效率η2的確定有兩種文法：理論計算法和實驗測試法，其中，以實測值作為評價依據。盡管理論計算值不可能與實測值相同，但在設計時首先要進行理論計算。
對于少齒差行星傳動的總效率η2，可以認為主要由四部分串聯而成，即
η2=ηeηbηwηM （4-6）
式中 ηe——行星機構的嚙合效率；
ηb——轉臂軸承的效率；
ηw——輸出機構的效率；
ηM——液力損失的效率。
由上式可見，少齒差行星傳動的總效率是考慮到輪齒嚙合損失、軸承摩擦損失、輸出機構傳動損失和液力損失的效率。
三環減速機傳動是一種新型的三相并列少齒差行星傳動，沒有輸出機構，它的每一相傳動效率η2參考少齒差傳動計算如下：
η2=ηeηbηM （4-7）
行星機構的嚙合效率ηe:
式中 ηH——轉化機構的嚙合效率。
三環傳動機構的轉化機構為定軸少齒差內齒輪副，對于本文研究的三環減速機，因a′＞aa1，節點P在嚙合線B1B2外，故轉化機構的效率計算如下：
式中 fg——嚙合過程中齒面的摩擦系數，一般取fg=0.05～0.10。
對于本文的三環減速機，各項數值代入上式得：ηe=0.97。
轉臂軸承的效率ηb:
式中 TB——摩擦力矩；
TH——轉臂轉矩。
概略計算時可近似地取ηb=0.98～0.995。
液力損失的效率ηM：
式中 P——傳動功率，kW；
v——齒輪的圓周速度，m/s；
b——浸入潤滑油中的齒輪寬度，mm；
U——潤滑油在工作溫度時的運動粘度，cSt；
Z∑——嚙合齒輪副的齒數和。
選取上述參數，計算得ηM=0.95。
綜上所述，兩級三環減速機的總效率：
η=η1η2=η1ηeηbηM=0.99×0.97×0.99×0.95=90.3%
4.8 本章小結
本章在完全平衡雙軸輸入式三環減速器受力分析、誤差分析以及流體動力潤滑分析的基礎上，提出了完全平衡兩級三環減速器的設計方案，并對設計、制造及安裝中的諸多問題進行了深入研究。
提出了以同步齒形帶傳動作為新型三環減速器的一級傳動方案，并完成了一級傳動的設計。
提出了以完全平衡的三環傳動作為新型減速器的二級傳動方案，并完成了二級傳動的結構設計。
依據有關理論，討論了新型兩級三環減速器的傳動比、傳動效率和制造以及安裝調試等有關問題。
依據流體動力潤滑理論和機械學理論，設計出了新型減速器樣機的雙層厚油膜浮動均載機構。
通過對新型兩級三環減速器的分析，可得出新型兩級三環減速器有著使用壽命長，各環板單位齒寬上作用的載荷均勻，承載能力大等優點。
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