文献综述
机械设计制造及其自动化
300型船用齿轮箱设计
前言
由于国内船舶市场的需要。
万吨以上的船舶需求量增长迅速，但我国大功率低速柴油机的生产量极为有限，所以大功率中速柴油机配大功率船用离合、倒顺、减速齿轮箱作为主推进装置将有很大的市场前景。
陕西柴油机厂推出的PC系列船用大功率中速柴油机，国内80年代从德国引进的GWC30．32至GWC66．76和GWC78．88船用齿轮箱。
大功率船用齿轮箱融前进、倒退、离合功能于一体，应用电子集成监控装置对齿轮箱的主要技术参数进行适时监控。
如轴承温度、工作油、润滑油流量、压力，各轴的转速参数都通过监控器传输到主机电脑控制网内，充分保证齿轮箱的安全正常运转，也使机驾合一、自动化操作得以实现。
其中GWCT0．76被开发时，为当时国内民用船舶配套的功率最大的船用齿轮箱。
船用大功率齿轮箱技术主要包括三块：硬齿面齿轮(宽斜齿)技术、离合器技术和轴承技术。
船用齿轮传动装置技术正向着高承载、高可靠性、安静型、多种传动形式及小型化的方向发展。
1 结构简介
GWC7076和GWC78．88船用齿轮箱机构，两级减速，输入、输出同中心布置；输入部件1和顺、倒离合器部件2用的是滚动轴承，离合器为典型的外支撑结构，既离合器和离合器主动齿轮两
边各有轴承支撑，两者之间只传递扭矩，其中顺、倒离合器部件结构相同，离合器两端用调心轴承和圆柱轴承支撑，轴齿轮由两个圆柱轴承支撑用四点接触轴承承受推力。
输出部件3用的是滑动轴承，包括径向滑动轴承和可倾瓦推力轴承，可倾瓦承受螺旋桨推、拉力。
总体结构和德国引进的GWC系列相似，但对离合器和管路部件作了改进：取消了进油塞机构改为分体金属封油环结构，极大增加了离合器油缸的寿命；把圆柱返回弹簧改为碟形弹簧，避免了活塞运动时的爬行现象；第一级从动齿轮螺栓联结结构改为无键联结结构，增加了齿轮联结的可靠性。
GWC49．54至GWC66．75齿轮箱应急螺钉的扳手空间很小，须打开齿轮箱上箱体后才能拧紧应急螺钉，所以适当加大应急螺钉的扳手空间。
重新设计了二级控制阀
以适应更大的流量；改冷却器进出油口向上为向下装配，可以方便地更换冷却器，同时降低了齿轮箱高度；改单筒滤清器为双筒滤清器以增加可靠性。
由于没有足够大的加载试验台，且受制造设备和制造工艺的限制，尤其滑动轴承是首次没计使用，所以适当加大设计余量，待工艺成熟后再改进设计，转化为标准产品。
(一)、齿轮强度计算和几何参数计算
使用硬齿面齿轮，齿轮强度计算按行业标准计算。
为了提高齿轮的承载能力，利用计算机对齿轮的几何参数和变位系数进行优化设计。
通过多年生产实践认为：对于齿轮齿面应力的计算，对小型齿轮，用赫兹应力公式还可以，它基于齿面接触区的最大表面压缩。
而对于大模数、大直径的齿轮、用赫兹公式计算齿面压应力强度，则不能真实反映齿轮的实际受力情况，GWC70．76和GWC78．88就是属于大模数、大直径的齿轮。
因为随着模数的增大，齿高和齿轮当时接触半径增大，应力的危险点已不在齿轮硬化层的表面层，而是在内部的某一个深度，齿面以下受三向单个应力组成的合成应力作用，应用主延伸假设得到包括齿面应力在内的齿截面的应力分布曲线，能确切地反映齿面啮合时的应力状态。
计算齿根应力，主要考虑轮齿啮合时的弯曲强度、压缩应力、剪应力、齿轮热处理效应及装配时产生的内应力。
按行业标准用计算机对齿面齿根合成应力的计算，综合考虑接触强度和弯曲疲劳强度，确定齿轮的几何参数、材料，许用疲劳强度及齿轮的硬度曲线和齿面的硬化层深度。
(二)、变位系数的选择
当采用带触角滚刀切齿时，变位系数的选择十分重要，为有利于提高齿轮副的承载能力，采用正变位齿轮。
根据船用齿轮箱的工况条件计算出适中的大、小齿轮变位系数之和，由于顺、倒离合船用齿轮箱的特殊性，变位系数按获得最佳抗胶合性能的分配原则进行分配。
(三)、材料的选择
为了提高齿轮的弯曲强度，我们选用优质合金钢17Cr。
Ni。
碳含量沿层深分布、硬度沿层深的分布及有效硬化层深、渗层和心部组织、常规力学性能、断裂韧性、静弯性能、弯曲疲劳性能、接触疲劳性质、耐磨性、工艺性、晶粒长大规律及组织遗传、高温回火温度对调质组织和性能的影响等指标相对较好。
(四)、渗碳层深度的确定．
采用气体渗碳淬火齿轮，可以得到所需要的硬化层，热处理后具有较理想的残余应力。
根据船用齿轮箱的工况条件，最小有效淬硬层深度为齿顶法向弧齿厚，a
为齿顶法向压力角2。
(五)、高精度齿轮和齿轮结构
输出齿轮副齿轮精度的选择为5级精度，考虑到机加工和热处理工艺，第二级输出齿轮结构为整体齿轮。
直径增大后，热处理后由于工件容积效应，齿面从齿顶到齿根各部位硬度不均。
为此对齿轮制造质量严格控制。
(六)、齿顶、齿向修整(宽斜齿)1
GWC系列大功率船用齿轮箱输出齿轮副是宽径比比较大的斜齿轮，即所谓的宽斜齿。
同时必须考虑到：轮齿是一个弹性体，工作受力后不可避免地要发生弯曲变形。
虽然啮合结束后恢复原状，但啮合时的变形会发生基节误差那样的影响，使下一对齿的齿顶和齿根发生干涉，能产生很大的冲击而引起啮合噪音。
为了避免啮合冲击，改善齿面润滑状态，降低啮合噪音，需对齿轮进行齿顶修缘和齿向修形。
其修整量是根据齿轮负荷计算齿轮变形量，齿轮轴的弯曲扭转变形量后确定的。
对高承载能力的高硬度齿面的渗碳淬火齿轮，齿顶、齿向修整技术是保证产品性能不可缺少的必要条件。
为了减少震动和噪音，对船用齿轮传动系统的动态特性进行深入研究，考虑齿轮副的瞬时变化啮合刚度，啮合阻尼及啮合轮齿的综合误差，建立斜齿轮副单一自由度扭转振动模型。
包括轮齿制造误差及修形等；以齿面接触线载荷分布系数最小、齿轮传递误差最小为优化目标，依此建立齿顶修缘、齿向修形计算标准和计算程序。
进行高阶齿轮修形，以减小齿轮偏载和齿轮啮合噪音，同时用有限元计算系统检验优化对强度的影响。
具体标准和计算方法为技术机密这里不做叙述。
a为靠近离合器的齿轮修形长度。
3离合器设计
离合器为典型的外支撑结构，既离合器和离合器主动齿轮两边各有轴承支撑，两者之间只传递扭矩，如图1所示。
离合器常规设计计算：离合器传递能力计算；摩擦片的工作面积计算；摩擦片压紧力的计算；离合器活塞复位弹簧力的计算：主、从摩擦片元件结合时的加速度扭矩的计算；结合一次滑摩功的计算；热负荷验算；
(一)、船用倒顺齿轮箱离合器最高转速的确定
离合器极限转速是船用倒、顺齿轮箱的一个重要参数，是由齿轮箱上滚动轴承的极限转速和倒车离合器极限转速决定的。
齿轮箱工作时，顺车离合器结合，倒车离合器脱开，倒车离合器主、从动摩擦片问形成油膜，此时主动摩擦片转动，
从动摩擦片反向转动，这样主、从动摩擦片间产生摩擦力，产生剪切流。
船用倒、顺齿轮
箱的相当部分功率损失是由倒车离合器主、从动摩擦片间摩擦力消耗掉的，随着离合器转速的提高，由于离心力的作用。
主动摩擦片轴心线不成90。
，从动摩擦片两边会受到压力，例如各摩擦片之间间隙
相同，则从动摩擦片两边的压力方向相反大小相同。
最后从动摩擦片与轴心线也成90。
，则主、从动摩擦片相互平行，摩擦片为平片。
(1)离合器摩擦副的空损功率。
(2)滑动轴承设计
为提高齿轮箱寿命和降低成本，输出部件使用径向滑动轴承和可倾瓦推力轴承，轴承材料用巴氏合金。
滑动轴承的常规设计比较成熟，这里不再提及。
由于该船用齿轮箱尺寸相当大，由于受加工设备的限制，必须考虑输出部件设计的鲁棒性，即为达到较宽松的加工经济精度而降低成本的目的而性能却不受影响或影响较小。
轴承尺寸、轴承载荷、相对运动速度、润滑油的粘度、轴承间隙以及表面粗糙度之间满足一定关系时，轴承的设计参数或误差对轴承的性能的影响是非线性的，在不同的设计方案中，同样的误差程度，所产生的性能波动不尽相同。
所以使用稳健设计方法，使得液体动压轴承的性能对误差不十分敏感。
以径向滑动轴承为例来说明。
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