轴流膨胀机主轴过盈结构优化改造研究

范海宇

摘 要：轴流膨胀机主轴的加工精度是影响压缩机组振动的重要因素，但主轴整体结构不易于加工，通过对某产品主轴采用过盈式组合的方法来代替整体加工，利用公式计算验证组合式主轴在加工过程中切削及重力载荷时的安全性，并对比主轴在工作运转载荷下该方法仍然安全、可用，从而验证了过盈组合主轴的工艺方法正确性，为优化改造轴流膨胀机主轴的加工工艺提供了实际经验和理论依据。

关键词：轴流膨胀机；主轴；过盈；摩擦系数；扭矩

1 引言

目前轴流膨胀机已经被大量应用在煤化工、冶金、冶炼等大型工业领域，其中轴流膨胀机主轴时整个机组中最为关键的运动部件，主轴的加工精度直接影响转子运转的平衡性，从而影响到整个机组运转的稳定性，降低机组的工作效率。

本文主要内容是以某型轴流膨胀机主轴为例，在不影响机组安全、稳定的工作状态下，对主轴的结构形式作出更改，利用过盈装配的形式组装主轴加工件代替原有整体毛坯料进行粗精加工，求解装配过盈量对主轴加工产生的影响，输出加工时主轴所需要的最合理过盈值参数。

2 轴流膨胀机主轴的整体加工

轴流膨胀机转子主轴的结构不同于离心压缩机转子主轴，轴流膨胀机主轴整体结构属于两端细、中间粗，比例极其不协调，局部个别位置加工难度极大。加工时，主轴两端的加工量极大，极易产生切削力变形，即使在热处理消应力后仍会有残余应力对主轴产生变形。如图1所示，某型号的轴流膨胀机转子主轴加工去除量示意图。

3 整体加工的问题

主轴材质选用40NiCrMo7锻造件，毛坯总量为48805kg；精加工后重量在5639kg，加工去除量为43166kg，是精加工后重量的7.6倍，若采用此种整体锻造后的精加工方法，浪费极大。

同时由于加工量大，当车削加工主轴时，主轴受到了切削应力以及主轴旋转后产生扭矩的影响，主轴极易产生弯曲、扭曲变形。如图2车削加工时的受力分布图。

正向切削时，车刀从机床尾座向卡盘方向进给，切削分力Fx使主轴受压，主轴会产生弯曲变形；Fy和Fz使主轴产生弯曲，使主轴加工产生误差。

4 过盈装配主轴工艺方案

4.1 过硬装配方法的选择

根据现有的实际情况，主轴材质为优质锻造刚，经查表选择胀缩法进行装配，具体要求为：在电炉中加热包容件至300℃，摩擦系数f≈0.14。

4.2 过盈装配面间的相互力P

过盈装配间的配合面，是存在相互作用力的，这个力为径向力，相互作用时，力的大小与相互力大小不同而改变的。

4.3 转动后所受到的轴向力F

当主轴转动时会产生轴向力F，如图2所示，过盈装配后的主轴受到的轴向力F示意图，为了保证主轴转动时的安全性与稳定性，在主轴旋转运动时，轴向力的大小需要保证主轴过盈装配面间不会出现松动或位移。所以在主轴旋转运动时，主轴在过盈面间相互径向的压力P作用下，又受到了来之轴向的力F，二者相互作用时，过盈面间会生成摩擦力Ff，为了保证主轴转动的安全与稳定，我们需要保证摩擦力Ff≥外部载荷力F。

根据图3过盈联接传递轴向力F示意图，现设配合的公称直径为d1；设配合面间的摩擦系数为f；设配合长度为l，则 Ff =πdlPf ，所以为保证过盈配合的安全性、稳定性，需保证Ff≥F，故得：

PFπdlPf（1）

4.4 过盈装配后的转动转矩T

设过盈装配后主轴传递转矩为T时，则在此条件下应保证此转矩作用下，过盈装配后的主轴不会出现脱轴、离套等现象，即没有传动和位移。也就是说，假如主轴的径向压力为P的时候，主轴坐旋转运动，设转动的转矩为T，主轴过盈配合面间摩擦阻力生产一个力矩，这个力矩称为Mf，这时若保证主轴安全、稳定旋转的状态，这个力矩Mf的值应大于或等于转矩T。

由上面所述可得知，主轴过盈间隙面上的摩擦系数可设为一个固定值f ，如果主轴的各装配尺寸不变的话，就可以利用以下公式

Mf =πdlpf·d/2进行计算，同时由于需要保证Mf≥T，所以得出：

P2Tπd2lPf（2）

这里需要注明的是，主轴过盈间的径向方向的摩擦系数系和轴向方向的摩擦系数是不相同的，但二者的数值近似，所以为了方便计算，将其简化均以f表示。另外无论是径向还是轴向，其过盈摩擦系数的大小是与该接触面的粗糙度、环境温度、材料软硬度以及该表面是否润滑情况等因素有关，需要由标准试验机构测定。

4.5 承受轴向力F和转矩T的联合作用

当主轴旋转运动时，主轴将承受本文上述所说的轴向力F以及旋转下的转动扭矩T，二者合成相互作用下，就会得出主轴的径向压力，此径向压力为：

P F2+（2Td）2πdlf（3）

4.6 过盈装配间的最小有效过盈量δmin

依据材料力学相关的计算理论，当设径向压力为 P时，此时的过盈量计算按照公式δ=pd（C1/E1+C2/E2） ×103可知，主轴过盈装配后的转动载荷所需的最小过盈量须按照下式计算：

δmin=Pd（C1E1+C2E2）×103μm（4）

式中：

P为过盈配合处所受的轴向压力和径向压力之和，可由上式（1），（3）计算，单位为N·m；

D为主轴过盈装配处的公称直径，单位为mm；

E1、E2分别为被包容件（轴套）与包容件（主轴）材料的弹性模量，MPa；

C1为被包容件（轴套）的刚性系数：

C1=d2+d12d2-d12-μ1

C2为包容件（主轴）的刚性系数。

5 实际应用

5.1 公差配合

由GB/T 1800.3—1998、GB/T1800.4—1999、GB/T1801—1999《极限与配合》选定。

5.2 设计制图

如图4、图5所示，中心套为包容件，过盈配合处的公称直径为φ420H7+0.040mm；芯轴为被包容件，过盈配合处的公称直径为φ420.75+0-0.02mm；单边配合长度为l=210mm，因中心套轴向长度过长，过盈配合处不易于过长，所以在中心套两端轴向各210mm设计为过盈配合长度，因此配合长度累计为2*l=480mm。

5.3 过盈值计算

经过计算后，得出δmin=16，同时计算出δmax=1.8。复合设计院要求的过盈值区间即：δmin=1.5和δmax=2.4。

6 结论

通过对轴流膨胀机转子主轴的结构改造，在主轴的加工过程中可以大幅的提高了加工效率，并且节省了材料、加工产生的费用，降低企业成本。最重要的是有效的解决了转子主轴在加工过程中产生的应力变形的问题，保证了主轴的加工精度，从而保障了转子的平衡稳定性，提高了产品试车成功率。

参考文献

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