CN107704716B - 一种减小主轴—叶轮装配应力和主轴弯曲变形的设计方法 - Google Patents
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Abstract
本发明属于大型机械设备设计、制造与装配技术领域，提供一种减小主轴—叶轮装配应力和主轴弯曲变形的设计方法。在叶轮轮毂盘底一侧端面离主轴表面一定距离处设置环向沟槽结构，沟槽形状根据具体产品的技术指标、加工设备条件确定；并采用大型商用有限元软件ABAQUS分别计算五种不同形状截面的主轴弯曲变形、Mises应力、接触压力和最大可传递摩擦扭矩，选择与主轴—叶轮相匹配的最优环向沟槽形状及尺寸。本发明在不显著减小摩擦扭矩的前提下，可以有效减小主轴热装配时的弯曲变形，同时还能够大幅减小应力集中程度，为解决大型旋转机械的主轴—叶轮过盈装配弯曲变形问题和应力集中问题提供良好的解决方案。
Description
技术领域
本发明属于大型机械设备设计、制造与装配技术领域，涉及一种减小主轴—叶轮装配应力和主轴弯曲变形的设计方法。
背景技术
主轴—叶轮是许多大型旋转机械中的核心部件，为了提高运行效率节约能源，此类设备正不断向高速化、大型化和超大型化方向发展，相应的主轴—叶轮尺寸也越来越大，转速越来越高。最具代表性的就是广泛用于石油化工、冶金、空气分离、制药以及国防科研等领域的大型离心式压缩机，如某MCO型离心压缩机组主轴总长达到5.933m，首级半开叶轮外径达到1.6m，设有4级叶轮，跳闸转速下叶轮外缘线速度更是达到390m/s。由于需要在高速、高离心力作用下工作，主轴与叶轮之间必须有效可靠连接，所能传递的扭矩必须足够大。为了达到这一目标，大型机械中的主轴—叶轮往往采用温差法过盈装配连接，即首先加热叶轮，等到叶轮内径大于主轴外径后将叶轮放置到所需装配的位置，待其冷却后叶轮和主轴就完成了装配。当然，若过盈量较大，可在加热叶轮的同时冷却主轴，使装配更容易实现。温差法过盈装配结构简单、对中性好、承载能力强，但在实际生产过程中发现，主轴在装配时经常产生较大的弯曲变形，叶轮与主轴接触边缘也会产生显著的应力(接触压力、应力)集中，而且主轴—叶轮的尺寸越大，主轴发生弯曲变形的频率和程度也越大，应力集中程度也越大。对旋转机械而言，主轴弯曲变形过大，势必导致转子运行过程中出现振动超标、噪声过大、碰磨以及失稳等一系列不良后果，生产过程中弯曲变形量一般不允许超过20μm，而严重的应力集中对结构的强度，特别是疲劳强度会产生明显的不利影响。
此前曾有国外产品采用在叶轮轮毂内孔靠近盘底外端处环向切除部分材料，从而使叶轮轮毂与主轴在此处不产生接触。计算分析表明这种设计方法由于在轮毂内孔往里仍然有新的接触边界，应力集中依然存在，只能小幅减小应力集中程度；此外，这种设计缩短了主轴与叶轮的轴向接触长度，导致主轴与叶轮轮毂有效接触面积减小，从而使所能传递的最大摩擦扭矩减小，增加了叶轮与主轴发生松动的风险。至于有关主轴弯曲变形的相关研究国内外都未见公开报道，更无有效解决办法。申请人此前曾对主轴热装配弯曲变形机理等问题进行过较为系统的研究，发现导致主轴热装配弯曲变形的因素很多，但接触面上分布的摩擦力是阻碍弯曲变形回复的主要原因，而摩擦力又主要受接触压力影响，因此在本专利中提出一种新的设计方法来防止或减小主轴装配弯曲变形和应力集中，数值计算结果表面该方法的确有效。
发明内容
本发明要解决的技术问题是大型旋转机械主轴与叶轮过盈装配时的应力集中和主轴弯曲变形问题。为了既减小主轴与叶轮装配后的应力集中程度，又在不显著减小最大可传递摩擦扭矩的前提下减小主轴发生弯曲变形的频率和程度，本发明提供一种在叶轮轮毂盘底一侧端面离主轴表面一定距离处设置环向沟槽结构的设计方案。
为了达到上述目的，本发明的技术方案为：
由于叶轮整体结构沿轴向方向明显不对称，靠近盘盖一端的结构刚度明显小于盘底一端的结构刚度，导致叶轮轮毂与主轴在盘底附近存在较为严重的应力(接触压力、应力)集中，所以本发明通过只在叶轮轮毂盘底一侧的端面设计环向沟槽，局部削弱叶轮的刚度，使局部接触压力和应力大幅降低，接触压力沿轴向分布更为均匀。此外，由于叶轮轮毂与主轴在沟槽附近未脱离，有效接触面积未减小，对所能传递的最大摩擦扭矩影响甚微。
一种减小主轴—叶轮装配应力和主轴弯曲变形的设计方法，包括以下步骤：
第一步，基于真实几何参数建立叶轮和主轴的有限元几何分析模型。
第二步，根据实际装配条件设置不均匀对流换热系数，模拟不均匀降温情况，对原始设计的主轴—叶轮进行温差法过盈装配的有限元数值模拟，得到装配后主轴的弯曲变形量、接触压力、Mises应力和最大可传递摩擦扭矩。
第三步，在原始叶轮轮毂盘底一侧的端面上靠近主轴表面2～10cm处设置环向沟槽结构，环向沟槽形状尺寸根据具体产品的技术指标、加工设备条件确定，包括五种但不限于此五种形状的截面沟槽；并采用大型商用有限元软件ABAQUS分别计算五种不同形状截面的主轴弯曲变形、Mises应力、接触压力和最大可传递摩擦扭矩。
所述的五种环向沟槽截面形状分别为：半圆形、长半轴椭圆形、短半轴椭圆形、矩形加半圆形、三角形，其中，三角形顶角处圆滑过渡，五种环向沟槽相应参数的尺寸范围见表1，表1中，五种环向沟槽下端距主轴表面的距离为a；半圆形环向沟槽的半径为r；长半轴椭圆形环向沟槽、短半轴椭圆形环向沟槽的长轴长为b，短轴长为c；矩形加半圆形环向沟槽中半圆形结构的半径为r，矩形结构长为d；三角形环向沟槽的斜边与盘底的夹角为θ，盘底上最大槽口长度为e，三角形环向沟槽的圆弧处与盘底(3)一侧端面的垂直距离为f。
表1为五种沟槽结构的典型参数取值
第四步，通过综合考虑弯曲变形、Mises应力、接触压力和最大可传递摩擦扭矩的影响，选择与主轴—叶轮相匹配的最优环向沟槽形状及尺寸。还可对第四步得到的环向沟槽形状及尺寸进行更细致的尺寸优化设计，得到最终的设计参数。
本发明的效果和益处是通过在叶轮轮毂盘底设计沟槽结构，可以在不显著减小摩擦扭矩的前提下，有效减小主轴热装配时的弯曲变形程度和发生的频率，同时还大幅减小应力集中程度，即减小最大接触压力和最大Mises应力，为解决大型旋转机械的主轴—叶轮过盈装配弯曲变形问题和应力集中问题提供了良好的解决方案。本发明计算设计工作一旦完成后，后续制造加工过程十分简单，而且同系列产品无需重新设计，可继承性、操作性高；此外，该发明不仅可用于新产品的设计，而且可用于原有产品的升级改造。
附图说明
图1为原始设计中主轴—叶轮装配体纵刨面图(单级叶轮)；
图2为主轴—叶轮装配体盘盖一侧端面视图；
图3为主轴—叶轮装配体盘底一侧端面视图；
图4为具有半圆形截面环向沟槽的主轴—叶轮装配体纵剖面图；
图5为半圆形截面沟槽结构局部放大图；
图6为具有半长轴椭圆形截面环向沟槽的主轴—叶轮装配体纵剖面图；
图7为半长轴椭圆形截面沟槽结构局部放大图；
图8为具有半短轴椭圆形截面环向沟槽的主轴—叶轮装配体纵剖面图；
图9为半短轴椭圆形截面沟槽结构局部放大图；
图10为具有矩形加半圆形截面环向沟槽的主轴—叶轮装配体纵剖面图；
图11为矩形加半圆形截面沟槽结构局部放大图；
图12为具有三角形截面环向沟槽的主轴—叶轮装配体纵剖面图；
图13为三角形截面沟槽结构局部放大图；
图14为五种环向沟槽的结构图，其中，(a)为半圆形环向沟槽；(b)为长半轴椭圆形环向沟槽；(c)为短半轴椭圆形环向沟槽；(d)为矩形加半圆形环向沟槽；(e)为三角形环向沟槽；
图中：1叶轮整体；2盘盖；3盘底；4叶片；5主轴；6环向沟槽。
具体实施方式
以下结合具体实施例和附图对本发明做进一步说明。
由于叶轮1整体结构沿轴向方向明显不对称，靠近盘盖2一端的结构刚度明显小于盘底3一端的结构刚度，叶片4位于盘盖2和盘底3之间。具体结合附图4说明本发明的具体实施方案。附图4是具有半圆形截面环向沟槽的主轴—叶轮装配体纵剖面图。通过有限元数值模拟，综合考虑弯曲变形、Mises应力、接触压力和最大可传递摩擦扭矩的影响，得到合适的半圆形截面沟槽的几何尺寸。
实施例1半圆形沟槽结构对装配性能的影响分析
A.根据实际装配条件设置相应的热边界条件和力学边界条件。
B.计算未设置沟槽时的主轴弯曲变形、Mises应力、接触压力和摩擦扭矩作为对比例，记录在表2中。
C.在原有模型上在盘底3一侧端面靠近主轴5的位置设置如图4和图5所示的半圆形截面环向沟槽，将圆的半径、圆心位置作为设计参数。
D.计算不同半径、不同圆心位置时相应的主轴弯曲变形、Mises应力、接触压力和摩擦扭矩如表2。
E.对表2中的数据进行综合对比(加粗斜体标注为最优值，加下划线标注为最差值)，确定半圆形环向沟槽的最佳设计参数，从表2结果可以看出，a取值3mm，r取值4mm时综合效果最佳。
表2针对图5所示半圆形沟槽各参数对装配性能的影响分析结果
Claims (1)
1.一种减小主轴—叶轮装配应力和主轴弯曲变形的设计方法，其特征在于以下步骤：
第一步，基于真实几何参数建立叶轮和主轴的有限元几何分析模型；
第二步，根据实际装配条件设置不均匀对流换热系数，模拟不均匀降温情况，对原始设计的主轴—叶轮进行温差法过盈装配的有限元数值模拟，得到装配后主轴的弯曲变形量、接触压力、Mises应力和最大可传递摩擦扭矩；
第三步，在原始叶轮轮毂盘底(3)一侧的端面上靠近主轴(5)表面2～10cm处设置环向沟槽结构(6)，环向沟槽结构(6)包括五种截面形状，具体形状及尺寸根据产品的技术指标、加工设备条件确定；并分别计算五种截面的主轴弯曲变形、Mises应力、接触压力和最大可传递摩擦扭矩；
所述的五种环向沟槽(6)截面形状分别为：半圆形、长半轴椭圆形、短半轴椭圆形、矩形加半圆形、三角形，其中，三角形顶角处圆滑过渡；五种环向沟槽(6)相应参数的尺寸范围见表1，表1中，五种环向沟槽下端距主轴(5)表面的距离为a；半圆形环向沟槽的半径为r；长半轴椭圆形环向沟槽、短半轴椭圆形环向沟槽的长轴长为b，短轴长为c；矩形加半圆形环向沟槽中半圆形结构的半径为r，矩形结构长为d；三角形环向沟槽的斜边与盘底(3)的夹角为θ，盘底(3)上最大槽口长度为e，三角形环向沟槽的圆弧处与盘底(3)一侧端面的垂直距离为f；
表1
第四步，通过综合考虑弯曲变形、Mises应力、接触压力和最大可传递摩擦扭矩的影响，选择与主轴—叶轮相匹配的最优环向沟槽形状及尺寸。
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