1、1 毕业设计文献综述 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，
2、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
3、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2 以适应更大的流量；改冷却
4、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
5、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
6、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
7、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， a3 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
8、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
9、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，
10、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，4 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
11、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。 参考文献 1
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