增压器轴的强度分析计算
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【摘 要】采用材料力学的计算方法对增压器轴的扭转静强度、疲劳强度及刚度进行验算，具有较强的理论依据及较高的计算精度，该计算方法达到了对增压器主轴运用安全性分析的目的。
【关键词】轴；静强度；刚度；疲劳强度；安全系数。
1 引言
我国柴油机作为动力装置广泛运用在铁路机车、船舶、石油钻井、发电机组等领域，增压器是关系到柴油机安全性、经济性的重要部件，它在较为恶劣环境下工作，随着对涡轮增压器要求的提高，安全、可靠、高效是各类增压器发展的方向，并以此提高和强化柴油机的整体性能和整体水平，轴是增压器中重要的零件，对其强度计算十分必要。考虑增压器正常工作中受扭转应力作用，本文以大中型柴油机用增压器为研究对象，从轴的扭转强度、刚度及疲劳强度全面进行保守验算，以确保增压器安全可靠运行。
2 计算依据
（1）增压器有关性能参数
柴油机在110%的功率运行时，增压器的转速n=30000±2%rpm， 流量：Gc=4.7±0.1kg/s，πC=压比3.8±0.1，压气机效率ηCS≥0.78；介质：空气，气体常数R=29.27，空气绝热指数K=1.4，标准状况温度T0=298K；主轴设计强度为： =890 Mpa。， =690 Mpa。
（2）机械设计手册，材料力学教材，涡轮增压器原理教材。
（3）简图：轴计算附图
3 涡轮增压器轴的强度校核
涡轮增压器的涡轮向压气机传递扭矩，当轴受到扭矩的作用，在轴上就会产生剪切应力，以及变形等， 剪切应力与轴径所受的扭矩有关，计算如下：
（1）压气机在30000r/min 的条件下，所需功率N计算
N=GC LC/75ηCS（马力），ηCS = LCS/ LC，则N=GC LCS/75ηCS（马力）
其中等熵压缩功 ，单位：Kgm/Kg
式中GC，ηCS，R，T0，K，πC —由已知条件给定
代入公式得：等熵压缩功
=14175.9Kgm/Kg
功率N= GC LCS/75ηCS =4.7×14175.9/75×0.78
=1138.92马力 即837.4KW
（2）轴的静强度校核
涡轮与压气机之间的最小轴径为0.061 m。
轴上的力偶矩为： （Nm）。
=T，T为截面的内扭矩
轴上的最大剪切应力为： （Pa）即5.98 Mpa。
考虑载荷系数 =1.0-1.1 ，保守取1.1，故轴上最大的剪切力为6.58 Mpa。
轴的扭转屈服极限 =0.7 / ， =A+B（X-C），由机械设计手册查得：A=1.07，B=0.24，C=0.94，X=2.3代入得 =1.4， =0.7 / =345 Mpa。
许用安全系数 S1.S2.S3，主轴为锻件，S1取1.1，考虑零件的重要程度及计算的精确度，保守取S2=1.3，S3=1.3，故许用安全系数 S1.S2.S3=1.86，考虑载荷确定的精确度保守取 2.5，计算安全系数 =52.4>>2.5。所以涡轮增压器的轴能承受的剪切应力足够。
（3）刚度校核
轴的剪切弹性模量 G=79Gpa。
圆轴的扭转刚度
精密机器的轴 。所以涡轮增压器的轴满足刚度要求。
（4）疲劳强度校核
由于结构需要，在轴上存在截面突变、键槽等。这些结构使得轴的截面尺寸发生急剧变化。在这些截面上的应力有局部增大的现象，也就是应力集中。
轴径变化引起的应力集中效应主要和轴径变化的程度，以及轴径变化时所倒圆角的大小有关。键槽处引起的应力集中效应主要和键槽的形式，键槽的尺寸有关。因轴上没有键槽，轴上只在压气机和涡轮之间存在扭矩，所以通过对轴的结构分析，发现在涡轮叶轮边缘和压缩机叶轮边缘处的轴径变化引起的应力集中是轴径变化引起的应力集中中最危险的，也就是附图中的I（61与84直径过渡处）和II（80与140直径过渡处）位置。
1）对于轴径变化I处（见附图）
大轴直径D=0.084m，小轴直径d=0.061m，倒圆角半径r=0.0013m，由《材料力学》查得：
表面质量系数 ， 尺寸影响系数
有效应力集中系数： 1.344 0.021由《材料力学》查得： 。扭转持久极限
考虑应力集中的扭转持久极限
工作转速下的最大剪切应力
计算安全系数
判定：计算安全系数大于许用安全系数2.5，则轴的疲劳强度足够。
2）对于轴径变化II处
大轴直径D=0.14m，小轴直径d=0.08m，倒圆角半径r=0.016m表面质量系数 ， 尺寸影响系数
有效应力集中系数： 1.75 0.2由材料力学查得
。扭转持久极限 考虑应力集中的扭转持久极限
工作转速下的最大剪切应力
计算安全系数 。判定：计算安全系数大于2.5，则轴的疲劳强度足够。
4 结论
经计算分析得知，该增压器轴的设计强度满足运用要求，安全性良好。
参考文献：
[1]刘鸿文.材料力学.北京：高等教育出版社，2004.