摘 要：軸流膨脹機主軸的加工精度是影響壓縮機組振動的重要因素，但主軸整體結構不易于加工，通過對某產品主軸采用過盈式組合的方法來代替整體加工，利用公式計算驗證組合式主軸在加工過程中切削及重力載荷時的安全性，并對比主軸在工作運轉載荷下該方法仍然安全、可用，從而驗證了過盈組合主軸的工藝方法正確性，為優(yōu)化改造軸流膨脹機主軸的加工工藝提供了實際經驗和理論依據。
　　關鍵詞：軸流膨脹機；主軸；過盈；摩擦系數；扭矩
　　1 引言
　　目前軸流膨脹機已經被大量應用在煤化工、冶金、冶煉等大型工業(yè)領域，其中軸流膨脹機主軸時整個機組中最為關鍵的運動部件，主軸的加工精度直接影響轉子運轉的平衡性，從而影響到整個機組運轉的穩(wěn)定性，降低機組的工作效率。
　　本文主要內容是以某型軸流膨脹機主軸為例，在不影響機組安全、穩(wěn)定的工作狀態(tài)下，對主軸的結構形式作出更改，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行粗精加工，求解裝配過盈量對主軸加工產生的影響，輸出加工時主軸所需要的最合理過盈值參數。
　　2 軸流膨脹機主軸的整體加工
　　軸流膨脹機轉子主軸的結構不同于離心壓縮機轉子主軸，軸流膨脹機主軸整體結構屬于兩端細、中間粗，比例極其不協(xié)調，局部個別位置加工難度極大。加工時，主軸兩端的加工量極大，極易產生切削力變形，即使在熱處理消應力后仍會有殘余應力對主軸產生變形。如圖1所示，某型號的軸流膨脹機轉子主軸加工去除量示意圖。
　　3 整體加工的問題
　　主軸材質選用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，浪費極大。
　　同時由于加工量大，當車削加工主軸時，主軸受到了切削應力以及主軸旋轉后產生扭矩的影響，主軸極易產生彎曲、扭曲變形。如圖2車削加工時的受力分布圖。
　　正向切削時，車刀從機床尾座向卡盤方向進給，切削分力Fx使主軸受壓，主軸會產生彎曲變形；Fy和Fz使主軸產生彎曲，使主軸加工產生誤差。
　　4 過盈裝配主軸工藝方案
　　4.1 過硬裝配方法的選擇
　　根據現有的實際情況，主軸材質為優(yōu)質鍛造剛，經查表選擇脹縮法進行裝配，具體要求為：在電爐中加熱包容件至300℃，摩擦系數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，這個力為徑向力，相互作用時，力的大小與相互力大小不同而改變的。
　　4.3 轉動后所受到的軸向力F
　　當主軸轉動時會產生軸向力F，如圖2所示，過盈裝配后的主軸受到的軸向力F示意圖，為了保證主軸轉動時的安全性與穩(wěn)定性，在主軸旋轉運動時，軸向力的大小需要保證主軸過盈裝配面間不會出現松動或位移。所以在主軸旋轉運動時，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，過盈面間會生成摩擦力Ff，為了保證主軸轉動的安全與穩(wěn)定，我們需要保證摩擦力Ff≥外部載荷力F。
　　根據圖3過盈聯(lián)接傳遞軸向力F示意圖，現設配合的公稱直徑為d1；設配合面間的摩擦系數為f；設配合長度為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 過盈裝配后的轉動轉矩T
　　設過盈裝配后主軸傳遞轉矩為T時，則在此條件下應保證此轉矩作用下，過盈裝配后的主軸不會出現脫軸、離套等現象，即沒有傳動和位移。也就是說，假如主軸的徑向壓力為P的時候，主軸坐旋轉運動，設轉動的轉矩為T，主軸過盈配合面間摩擦阻力生產一個力矩，這個力矩稱為Mf，這時若保證主軸安全、穩(wěn)定旋轉的狀態(tài)，這個力矩Mf的值應大于或等于轉矩T。
　　由上面所述可得知，主軸過盈間隙面上的摩擦系數可設為一個固定值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進行計算，同時由于需要保證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系和軸向方向的摩擦系數是不相同的，但二者的數值近似，所以為了方便計算，將其簡化均以f表示。另外無論是徑向還是軸向，其過盈摩擦系數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滑情況等因素有關，需要由標準試驗機構測定。
　　4.5 承受軸向力F和轉矩T的聯(lián)合作用
　　當主軸旋轉運動時，主軸將承受本文上述所說的軸向力F以及旋轉下的轉動扭矩T，二者合成相互作用下，就會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
　　依據材料力學相關的計算理論，當設徑向壓力為 P時，此時的過盈量計算按照公式δ=pd（C1/E1+C2/E2） ×103可知，主軸過盈裝配后的轉動載荷所需的最小過盈量須按照下式計算：
　　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：
　　C1=d2+d12d2-d12-μ1
　　C2為包容件（主軸）的剛性系數。
　　5 實際應用
　　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 設計制圖
　　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；單邊配合長度為l=210mm，因中心套軸向長度過長，過盈配合處不易于過長，所以在中心套兩端軸向各210mm設計為過盈配合長度，因此配合長度累計為2*l=480mm。
　　5.3 過盈值計算
　　經過計算后，得出δmin=16，同時計算出δmax=1.8。復合設計院要求的過盈值區(qū)間即：δmin=1.5和δmax=2.4。
　　6 結論
　　通過對軸流膨脹機轉子主軸的結構改造，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、加工產生的費用，降低企業(yè)成本。最重要的是有效的解決了轉子主軸在加工過程中產生的應力變形的問題，保證了主軸的加工精度，從而保障了轉子的平衡穩(wěn)定性，提高了產品試車成功率。
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