摘 要：軸流膨脹機(jī)主軸的加工精度是影響壓縮機(jī)組振動(dòng)的重要因素，但主軸整體結(jié)構(gòu)不易于加工，通過對(duì)某產(chǎn)品主軸采用過盈式組合的方法來代替整體加工，利用公式計(jì)算驗(yàn)證組合式主軸在加工過程中切削及重力載荷時(shí)的安全性，并對(duì)比主軸在工作運(yùn)轉(zhuǎn)載荷下該方法仍然安全、可用，從而驗(yàn)證了過盈組合主軸的工藝方法正確性，為優(yōu)化改造軸流膨脹機(jī)主軸的加工工藝提供了實(shí)際經(jīng)驗(yàn)和理論依據(jù)。
　　關(guān)鍵詞：軸流膨脹機(jī)；主軸；過盈；摩擦系數(shù)；扭矩
　　1 引言
　　目前軸流膨脹機(jī)已經(jīng)被大量應(yīng)用在煤化工、冶金、冶煉等大型工業(yè)領(lǐng)域，其中軸流膨脹機(jī)主軸時(shí)整個(gè)機(jī)組中最為關(guān)鍵的運(yùn)動(dòng)部件，主軸的加工精度直接影響轉(zhuǎn)子運(yùn)轉(zhuǎn)的平衡性，從而影響到整個(gè)機(jī)組運(yùn)轉(zhuǎn)的穩(wěn)定性，降低機(jī)組的工作效率。
　　本文主要內(nèi)容是以某型軸流膨脹機(jī)主軸為例，在不影響機(jī)組安全、穩(wěn)定的工作狀態(tài)下，對(duì)主軸的結(jié)構(gòu)形式作出更改，利用過盈裝配的形式組裝主軸加工件代替原有整體毛坯料進(jìn)行粗精加工，求解裝配過盈量對(duì)主軸加工產(chǎn)生的影響，輸出加工時(shí)主軸所需要的最合理過盈值參數(shù)。
　　2 軸流膨脹機(jī)主軸的整體加工
　　軸流膨脹機(jī)轉(zhuǎn)子主軸的結(jié)構(gòu)不同于離心壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子主軸，軸流膨脹機(jī)主軸整體結(jié)構(gòu)屬于兩端細(xì)、中間粗，比例極其不協(xié)調(diào)，局部個(gè)別位置加工難度極大。加工時(shí)，主軸兩端的加工量極大，極易產(chǎn)生切削力變形，即使在熱處理消應(yīng)力后仍會(huì)有殘余應(yīng)力對(duì)主軸產(chǎn)生變形。如圖1所示，某型號(hào)的軸流膨脹機(jī)轉(zhuǎn)子主軸加工去除量示意圖。
　　3 整體加工的問題
　　主軸材質(zhì)選用40NiCrMo7鍛造件，毛坯總量為48805kg；精加工后重量在5639kg，加工去除量為43166kg，是精加工后重量的7.6倍，若采用此種整體鍛造后的精加工方法，浪費(fèi)極大。
　　同時(shí)由于加工量大，當(dāng)車削加工主軸時(shí)，主軸受到了切削應(yīng)力以及主軸旋轉(zhuǎn)后產(chǎn)生扭矩的影響，主軸極易產(chǎn)生彎曲、扭曲變形。如圖2車削加工時(shí)的受力分布圖。
　　正向切削時(shí)，車刀從機(jī)床尾座向卡盤方向進(jìn)給，切削分力Fx使主軸受壓，主軸會(huì)產(chǎn)生彎曲變形；Fy和Fz使主軸產(chǎn)生彎曲，使主軸加工產(chǎn)生誤差。
　　4 過盈裝配主軸工藝方案
　　4.1 過硬裝配方法的選擇
　　根據(jù)現(xiàn)有的實(shí)際情況，主軸材質(zhì)為優(yōu)質(zhì)鍛造剛，經(jīng)查表選擇脹縮法進(jìn)行裝配，具體要求為：在電爐中加熱包容件至300℃，摩擦系數(shù)f≈0.14。
　　4.2 過盈裝配面間的相互力P
　　過盈裝配間的配合面，是存在相互作用力的，這個(gè)力為徑向力，相互作用時(shí)，力的大小與相互力大小不同而改變的。
　　4.3 轉(zhuǎn)動(dòng)后所受到的軸向力F
　　當(dāng)主軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)會(huì)產(chǎn)生軸向力F，如圖2所示，過盈裝配后的主軸受到的軸向力F示意圖，為了保證主軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)的安全性與穩(wěn)定性，在主軸旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)時(shí)，軸向力的大小需要保證主軸過盈裝配面間不會(huì)出現(xiàn)松動(dòng)或位移。所以在主軸旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)時(shí)，主軸在過盈面間相互徑向的壓力P作用下，又受到了來之軸向的力F，二者相互作用時(shí)，過盈面間會(huì)生成摩擦力Ff，為了保證主軸轉(zhuǎn)動(dòng)的安全與穩(wěn)定，我們需要保證摩擦力Ff≥外部載荷力F。
　　根據(jù)圖3過盈聯(lián)接傳遞軸向力F示意圖，現(xiàn)設(shè)配合的公稱直徑為d1；設(shè)配合面間的摩擦系數(shù)為f；設(shè)配合長(zhǎng)度為l，則 Ff =πdlPf ，所以為保證過盈配合的安全性、穩(wěn)定性，需保證Ff≥F，故得：
　　PFπdlPf（1）
　　4.4 過盈裝配后的轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)矩T
　　設(shè)過盈裝配后主軸傳遞轉(zhuǎn)矩為T時(shí)，則在此條件下應(yīng)保證此轉(zhuǎn)矩作用下，過盈裝配后的主軸不會(huì)出現(xiàn)脫軸、離套等現(xiàn)象，即沒有傳動(dòng)和位移。也就是說，假如主軸的徑向壓力為P的時(shí)候，主軸坐旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，設(shè)轉(zhuǎn)動(dòng)的轉(zhuǎn)矩為T，主軸過盈配合面間摩擦阻力生產(chǎn)一個(gè)力矩，這個(gè)力矩稱為Mf，這時(shí)若保證主軸安全、穩(wěn)定旋轉(zhuǎn)的狀態(tài)，這個(gè)力矩Mf的值應(yīng)大于或等于轉(zhuǎn)矩T。
　　由上面所述可得知，主軸過盈間隙面上的摩擦系數(shù)可設(shè)為一個(gè)固定值f ，如果主軸的各裝配尺寸不變的話，就可以利用以下公式
　　Mf =πdlpf·d/2進(jìn)行計(jì)算，同時(shí)由于需要保證Mf≥T，所以得出：
　　P2Tπd2lPf（2）
　　這里需要注明的是，主軸過盈間的徑向方向的摩擦系數(shù)系和軸向方向的摩擦系數(shù)是不相同的，但二者的數(shù)值近似，所以為了方便計(jì)算，將其簡(jiǎn)化均以f表示。另外無論是徑向還是軸向，其過盈摩擦系數(shù)的大小是與該接觸面的粗糙度、環(huán)境溫度、材料軟硬度以及該表面是否潤(rùn)滑情況等因素有關(guān)，需要由標(biāo)準(zhǔn)試驗(yàn)機(jī)構(gòu)測(cè)定。
　　4.5 承受軸向力F和轉(zhuǎn)矩T的聯(lián)合作用
　　當(dāng)主軸旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)時(shí)，主軸將承受本文上述所說的軸向力F以及旋轉(zhuǎn)下的轉(zhuǎn)動(dòng)扭矩T，二者合成相互作用下，就會(huì)得出主軸的徑向壓力，此徑向壓力為：
　　P F2+（2Td）2πdlf（3）
　　4.6 過盈裝配間的最小有效過盈量δmin
　　依據(jù)材料力學(xué)相關(guān)的計(jì)算理論，當(dāng)設(shè)徑向壓力為 P時(shí)，此時(shí)的過盈量計(jì)算按照公式δ=pd（C1/E1+C2/E2） ×103可知，主軸過盈裝配后的轉(zhuǎn)動(dòng)載荷所需的最小過盈量須按照下式計(jì)算：
　　δmin=Pd（C1E1+C2E2）×103μm（4）
　　式中：
　　P為過盈配合處所受的軸向壓力和徑向壓力之和，可由上式（1），（3）計(jì)算，單位為N·m；
　　D為主軸過盈裝配處的公稱直徑，單位為mm；
　　E1、E2分別為被包容件（軸套）與包容件（主軸）材料的彈性模量，MPa；
　　C1為被包容件（軸套）的剛性系數(shù)：
　　C1=d2+d12d2-d12-μ1
　　C2為包容件（主軸）的剛性系數(shù)。
　　5 實(shí)際應(yīng)用
　　5.1 公差配合
　　由GB/T 1800.3—1998、GB/T1800.4—1999、GB/T1801—1999《極限與配合》選定。
　　5.2 設(shè)計(jì)制圖
　　如圖4、圖5所示，中心套為包容件，過盈配合處的公稱直徑為φ420H7+0.040mm；芯軸為被包容件，過盈配合處的公稱直徑為φ420.75+0-0.02mm；單邊配合長(zhǎng)度為l=210mm，因中心套軸向長(zhǎng)度過長(zhǎng)，過盈配合處不易于過長(zhǎng)，所以在中心套兩端軸向各210mm設(shè)計(jì)為過盈配合長(zhǎng)度，因此配合長(zhǎng)度累計(jì)為2*l=480mm。
　　5.3 過盈值計(jì)算
　　經(jīng)過計(jì)算后，得出δmin=16，同時(shí)計(jì)算出δmax=1.8。復(fù)合設(shè)計(jì)院要求的過盈值區(qū)間即：δmin=1.5和δmax=2.4。
　　6 結(jié)論
　　通過對(duì)軸流膨脹機(jī)轉(zhuǎn)子主軸的結(jié)構(gòu)改造，在主軸的加工過程中可以大幅的提高了加工效率，并且節(jié)省了材料、加工產(chǎn)生的費(fèi)用，降低企業(yè)成本。最重要的是有效的解決了轉(zhuǎn)子主軸在加工過程中產(chǎn)生的應(yīng)力變形的問題，保證了主軸的加工精度，從而保障了轉(zhuǎn)子的平衡穩(wěn)定性，提高了產(chǎn)品試車成功率。
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