淺談L型壓縮機十字頭銷側(cè)板緊固螺栓斷裂的原因.(張波)

1、淺談L型壓縮機十字頭銷側(cè)板緊固螺栓斷裂的原因張波獨山子煉油廠鉗工車間摘 要：本文主要根據(jù)L型往復式壓縮機的曲軸、連桿、十字頭、活塞等部件的運動幾何關系，從壓縮機十字頭銷受力情況著手，分析了十字頭銷側(cè)板緊固螺栓斷裂的主要原因，并提出了改善意見。關鍵詞： 十字頭銷; 螺栓斷裂; 往復式壓縮機一、問題的提出我廠火炬裝置采用4L-35/0.54.5型壓縮機對瓦斯氣進行加壓后回收，該壓縮機的運行狀況直接關系著整個裝置的平穩(wěn)。自裝置開工以來，巡檢、檢修人員曾先后多次發(fā)現(xiàn)過壓縮機十字頭銷側(cè)板緊固螺栓有斷裂的現(xiàn)象，由于處理及時避免了惡性事故的發(fā)生。這里對螺栓斷裂的原因進行分析。 二、問題的分析該L型壓縮機的原

2、動機驅(qū)動曲軸作勻角速度轉(zhuǎn)動，曲軸帶動的連桿在一定的角度內(nèi)擺動，連桿又帶動十字頭、活塞做往復運動。連桿與十字頭通過兩端帶有錐度的十字頭銷連接。十字頭銷側(cè)板依靠4個M10的緊螺栓將十字頭銷定位，防止脫落。現(xiàn)場分析，4個緊固螺栓中有1個斷裂（嚴重的一次四個螺栓全部斷裂），斷裂部位為螺栓與十字頭體連接處的螺紋根部。斷裂的主要原因初步分析為螺栓上時間承受一個變量的軸向拉力（推力），有疲勞斷裂的跡象。L型壓縮機臥缸十字頭及活塞組件受力分析示意圖 圖（1）、以臥缸為例，對十字頭的受力、運行進行分析連桿力Pt，側(cè)向力N/圖（1）所示，曲軸在0°90°180°運行階段，連桿在下半平

3、面內(nèi)運行，連桿對十字頭施加的拉力（稱之為連桿力Pt）產(chǎn)生一垂直向下的分力N/；在180°270°0°運行階段，連桿在上半平面內(nèi)運行，連桿對十字頭施加的推力亦產(chǎn)生一垂直向下的分力 N/。該分力N/沿十字頭滑板等值地傳遞到十字頭滑道上，我們將十字頭滑板作用于十字頭滑道上的力N/稱為側(cè)向力。該側(cè)向力與十字頭本身重力，以及連桿、活塞桿作用在十字頭上的重力組成合力，使十字頭貼著下滑道運行。氣體力P，活塞力P活塞連桿對十字頭的作用力產(chǎn)生一垂直于十字頭滑道的側(cè)向力N/的同時，該連桿力還產(chǎn)生一水平、沿氣缸中心線方向的作用力P/，這個作用力通過活塞拉桿、活塞傳遞下去，最終作用于壓縮

4、后的高壓氣體上。氣缸工作容積內(nèi)氣體作用于活塞端面上的力稱為該工作容積的氣體力P，氣體力P等于工作容積內(nèi)氣體的瞬間壓力與活塞面積A的乘積。即： P=A 對于L型壓縮機（雙作用式）來說，活塞在內(nèi)、外止點時受到的氣體力數(shù)值最大，稱為活塞力P活塞 。、力的合成及效果連桿對十字頭的作用力，其實是對十字頭銷的作用力。作用于十字頭銷的是一種空間力系，十字頭銷的中段受到連桿小頭瓦的作用力（拉力或推力）,銷的兩端受到活塞桿通過十字頭體傳來的綜合活塞力P以及滑道給予十字頭的反作用力N（N= N），三個作用力的合成效果使得十字頭銷處于平衡狀態(tài)（靜止）或加速度（減速度）運動狀態(tài)。當壓縮機正常運行時，其氣體力P、往復慣

5、性力I及往復摩擦力RS都同時存在，這些力都沿著氣缸中心線方向，這些力的代數(shù)和稱為壓縮機的綜合活塞力P。P= P+I+ RS 往復摩擦力RS可看作是活塞環(huán)與氣缸壁、活塞桿與填料函、十字頭滑道與滑板等所有往復運動摩擦力的總和。在分析十字頭銷受力的時候，因十字頭及活塞的質(zhì)量較小、壓縮機的轉(zhuǎn)速相對較低，對往復摩擦力RS和往復慣性力I不予考慮和參與計算。 故： P=P 根據(jù)資料1 因側(cè)向力N和滑道給予十字頭的反作用力N是一對作用力與反作用力，故綜合活塞力P和連桿在水平方向上產(chǎn)生的分力P/的合力決定著十字頭的運行狀態(tài)：當=0（或）時： 活塞組件置于外（內(nèi)）止點，活塞和十字頭處于運動速度為零的平衡狀態(tài)；連桿

6、處于水平方向、連桿中心線與氣缸中心線間夾角=0。這時連桿在垂直方向上不產(chǎn)生一垂直于十字頭滑道的分力N，N=0?？梢姡@時作用于十字頭銷兩端的力僅為氣體力P（活塞力）。當0（）時：連桿力Pt在垂直方向上產(chǎn)生一分力N，該分力與滑道作用于十字頭（銷）上的作用力N為一對作用力與反作用力。N=N。連桿力Pt在水平方向上的分力P/ 與氣體力 P的合力決定了十字頭（銷）是處于加速度還是減速度的運動狀態(tài)?？梢?，這時用于十字頭銷兩端的力為氣體力P和側(cè)向力的反作用力N。 、沿十字頭銷軸線方向產(chǎn)生的軸向力Fa的計算。上述作用于十字頭銷上的各個力，對于直銷來說，不產(chǎn)生沿十字頭銷軸線方向上的分力Fa；但對于L型壓縮機采

7、用的兩端帶有同樣錐度的銷來說，N、P作用于銷的兩端錐面，作用力方向垂直于銷的軸線，這必將產(chǎn)生一沿銷錐面的力f和一沿錐面法線的力F。沿錐面方向上的力f有使十字頭銷滑動的趨勢，而沿錐面法線的力F再一次分解為與N、P同向的力N分 、P分和十字頭銷軸向的力F/a、F/a 作用于十字頭銷錐面的力產(chǎn)生軸向分力示意圖 圖（二）十字頭銷結構、形狀示意圖 圖（三）活塞（十字頭）的運動學分析，如圖（一）所示?；钊ㄊ诸^）的位移由外止點開始計算，當曲柄的轉(zhuǎn)角為時，活塞位移為：因 sin= sin,即故 所以：由壓縮機循環(huán)指示圖可知，當活塞處于不同的位移處Xi,作用于活塞兩端面（蓋側(cè)和軸側(cè)）的瞬間氣體力將不同。壓縮

8、過程中的氣體壓力，根據(jù)過程方程為2： 膨脹過程中的氣體壓力，根據(jù)過程方程為2： i壓縮過程中任意某位置Xi時的氣體瞬間壓力So余隙容積的當量行程（So=Sa，S為行程，a為相對余隙容積）m, m/壓縮、膨脹過程的當量多變指數(shù)。（在本文中取m=m/=1.2）3當=0(或）時，活塞處于外止點，連桿處于水平方向=0，活塞外端面受到最大的氣體壓力，即排氣壓力d。活塞內(nèi)端面受到氣體壓力為吸氣壓力s。即; P=dA-sA 1 這時只有氣體力作用于十字頭銷的兩端錐面上，最終沿十字頭銷的軸線方向上產(chǎn)生的力只有軸向分力F/a. 根據(jù)圖（二）的幾何關系：F/a= 氣體力P通過十字頭體傳遞后作用到十字頭銷的錐面后產(chǎn)

9、生的軸向力F/a由側(cè)板的四個緊固螺栓承受，現(xiàn)計算螺栓截面上承受的軸向動載荷F/a以及僅在動載荷F/a作用下的拉應力。（視螺栓為松螺栓連接） (d為M10的螺栓小徑，d=8.37mm) 根據(jù)公式及附表中所列壓縮機的幾何、工藝參數(shù)得到： 表1曲柄轉(zhuǎn)角活塞外、內(nèi)端面的位移 Xi、 X/i（mm）活塞外、內(nèi)端面氣體壓力 i、/i (MPa)氣體力 P (P) (N)軸向 分力 F/a (N)軸向拉應力(MPa)=0°Xi=0 ； X/i=240i=0.45 ； /i=0.05-385751540.27=15°Xi=5.09 X/i=234.91i=0.183 ； /i=0.0512

10、-12766509.72.3=25°Xi=14.24 X/i=225.76i=0.1809 ；/i=062.22=30°Xi=17.29 X/i=222.71i=0.06775 ； /i=0.0545-1375.470.025=35°Xi=26.7 X/i=213.3i=0.05 ； /i=0.0574+59023.560.11=45°Xi=42.57 X/i=197.43i=0.05 ； /i=0.0593+78231.220.14=55°Xi=61.25 X/i=179.75i=0.05 ； /i=0.0707

11、+185974.230.34=65°Xi=84.78 X/i=155.22i=0.05 ； /i=0.0834+3059122.140.55=75°Xi=102.45 X/i=137.55i=0.05 ； /i=0.0957+4218168.40.76=90°Xi=135 X/i=205i=0.05 ； /i=0.131+7590303.11.38=105°Xi=164.55 X/i=79.45i=0.05 ； /i=0.19+13160525.52.39=120°Xi=191.5 X/i=48.5i=0.05 ； /i=0.32+254341

12、0154.62=135°Xi=212.8 X/i=27.2i=0.05 ； /i=0.45+376201502.16.82=150°Xi=227.5 X/i=12.5i=0.05 ； /i=0.45+376201502.16.82=180°Xi=240 X/i=0i=0.05 ； /i=0.45+376201502.16.82=195°Xi=234.95 ；X/i=5.05i=0.0512； /i=0.1689+11011439.62.0=205°Xi=226.18 X/i=13.82i=0.0536； /i=0.0749+191376.40.

13、35=210°Xi=224.8 X/i=15.2i=0.054； /i=0.0685+126550.50.23=215°Xi=219.4 X/i=20.6i=0.056 ；/i=0.05088+58923.50.11=225°Xi=206.6 X/i=33.4i=0.0595 ； /i=0.05-100842.250.18=235°Xi=191.2 X/i=48.8i=0.0653 ； /i=0.05-156662.50.28=245°Xi=182.2 X/i=57.8i=0.0691 ； /i=0.05-193377.10.35=255

14、76;Xi=164.7 X/i=75.3i=0.077 ； /i=0.05-2692107.50.48=270°Xi=135 X/i=105i=0.098 ； /i=0.05-4716188.30.86=285°Xi=102.6 X/i=137.4i=0.133 ； /i=0.05+8093323.11.46=300°Xi=74.5 X/i=165.5i=0.194 ； /i=0.05+13945556.82.5=315°Xi=42.46 X/i=197.54i=0.35 ； /i=0.05-292401167.55.3=330°Xi=19.6

15、8 X/i=220.32i=0.45 ； /i=0.05-385751540.7=360°Xi=0 X/i=240i=0.45 ； /i=0.05-3857515407注： 1、Xi為活塞外端面距缸蓋的位移； X/i為活塞內(nèi)端面距曲軸側(cè)氣缸端面的位移。2、表中“+” 表示氣體力使活塞桿受拉；“-” 表示氣體力使活塞桿受壓；“+” “-”不同的力將作用到銷兩端錐面的相反位置上。3、按照公式算得的壓縮后的氣體壓力若大于排氣壓力d=0.45 MPa，取值0.45 MPa；按照公式 算得膨脹后的氣體壓力若小于吸氣壓力s=0.05 MPa，取值0.05 MPa。當曲柄轉(zhuǎn)角不同時，側(cè)向力N/和作

16、用于十字頭銷上的側(cè)向力N/的反作用力N也將不同。根據(jù)公式算得作用于銷錐面上的力N 以及N在螺栓軸向上產(chǎn)生的分力F/a、拉應力/ 、（視螺栓為松螺栓連接）表-2曲柄 轉(zhuǎn)角氣體力P (P)(N) N（ N=-N）N的軸向分力 F/aN產(chǎn)生的軸向拉應力 /總軸向分力F/a+F/a ( N)總軸向拉應力(MPa)=0-385750001540.27=25°-12338-125850.20.228534.82.45=30°-137-16.50.650.0026.120.027=45°+782+141.5.5.620.2536.840.39=65+1859+41616.60.

17、0741390.624=90°+7570+1871.674.70.34377.81.72=120°+25435+5405215.80.981230.85.6=150°+37620+4547.6181.60.821683.77.64=180+376200001502.16.82=195°+11101-69127.60.125467.22.125=215°+589-81.33.20.01426.70.0124=225°-1008+195.37.80.03550.050.215=235-1566+31412.50.056750.336=27

18、0°-4716+109743.80.19232.11.05=285°-8093+193077.060.35400.161.81=300°-13945+2966118.40.54675.27.54=330°-38575+4666186.30.841726.37.84=345°-38575+240395.90.4316367.43=360°-3857500015407 綜合活塞力P（氣體力P）與曲柄轉(zhuǎn)角關系曲線圖 圖（四）滑道對十字頭的作用力N同曲柄轉(zhuǎn)角關系曲線圖 圖（五）圖（五）中，“+” 表示連桿對十字頭的作用力在垂直方向上的分力向下

19、，滑板對下滑道產(chǎn)生壓力 ；“-”表示連桿對十字頭的作用力在垂直方向上的分力向上，滑板對上滑道產(chǎn)生壓力。從圖可知，大部分時間十字頭貼著下滑道運行，對下滑道產(chǎn)生壓力。只是運動到內(nèi)外止點附近，側(cè)向力接近或等于零，十字頭才會緊貼著上滑道運行。 圖（六）N+P作用到十字頭銷錐面后產(chǎn)生的軸向拉應力的合力同曲柄轉(zhuǎn)角的關系曲線圖 結論：從表2及圖（六）可以看出，氣體力P(綜合活塞力)與反側(cè)向力N對十字頭銷兩端錐面的作用力在十字頭銷軸線方向上產(chǎn)生的合拉應力的值為變量。（視螺栓為松連接，即螺栓單純承受氣體力P和反側(cè)向力N在十字頭銷軸向方向上的分力F/a+F/a，暫不考慮螺栓預緊力）=0.0124MPa =7.84

20、MPa 該循環(huán)應力的循環(huán)特性 故該循環(huán)應力為脈動循環(huán)變應力。 、 螺栓連接的可靠度計算(校核)對于在脈動循環(huán)變應力作用下的緊螺栓，其失效的主要模式為螺栓疲勞斷裂。應力幅和應力集中是導致螺栓疲勞斷裂的主要原因4。下面計算螺栓連接的可靠度。螺栓材料為45號鋼，=360 MPa，=600MPa。 查表知螺栓拉伸疲極限為=195MPa (1)計算螺栓的工作應力幅。單個螺栓的工作載荷均值和標準差為： （N） （N） （允許軸向載荷偏差，工藝參數(shù)的變化可導致氣體力P的變化，同時軸向力F/a變化） 螺栓的工作應力幅 為螺栓的相對剛度系數(shù)5，取值見下表， 表3。墊片類別金屬墊片或無墊片皮革墊片銅片石棉墊片橡膠

21、墊片0.20.30.70.8 取工作應力幅的變異系數(shù)同載荷的變異系數(shù)。 (2) 計算螺栓的極限應力幅 螺栓的極限應力幅的均值 光滑試件的拉伸疲勞極限均值 螺紋連接的尺寸系數(shù)， 見表- 4 . 制造工藝系數(shù)切削螺紋及滾壓后熱處理的螺紋=1；熱處理后滾壓的螺紋，=1.25 螺紋牙受力不均勻系數(shù)，受壓螺母=1，受拉螺母=1.5-1.6 螺紋應力集中系數(shù)（對標準的牙根圓半徑），具體數(shù)值見表5。 D(mm)12162024303642485610.870.800.740.650.640.600.570.54 螺紋聯(lián)接尺寸系數(shù) 表-4（MPa）400600800100033.94.85.2螺紋應力集中數(shù)

22、表-5 根據(jù)上述各表：尺寸系數(shù)：D=10， 取值 =1； 螺紋牙受力不均勻系數(shù)：受壓螺母，取值 =1； 螺紋制造工藝系數(shù)： 切削螺紋，取值 =1； 應力集中系數(shù)： 600MPa, 取值=3.9 則極限應力幅均值 = 50 MPa 極限應力幅的變異系數(shù)可取0.08，則極限應力幅的標準差為4MPa.（3）計算螺栓連接的可靠度。螺栓連接的聯(lián)接系數(shù)為： 查標準正態(tài)分布表可得螺栓連接具有非常高的可靠度。可見在4個螺栓受力均勻的狀態(tài)下，螺栓極不易疲勞斷裂。若四個螺栓預緊的程度不一致，有單個螺栓受力（理想狀況下，即相當于4個M2.5螺栓均勻受力），則螺栓連接的可靠度發(fā)生了變化。 單個螺栓受力的情況下的工作應

23、力副： 單個螺栓的工作載荷均值 單個螺栓的工作載荷均值的標準差 = 15=86.3（N） 螺栓的工作應力幅：2 取工作應力幅的變異系數(shù)同載荷的變異系數(shù)： 螺栓連接的聯(lián)接系數(shù)1 查標準正態(tài)分布表可得：即使單個螺栓受力，螺栓連接仍具有具有非常高的可靠度。三、結論：1、該L型壓縮機采用4個M10的螺栓對十字頭銷進行緊固，在各螺栓能夠安要求達到等值預緊力的情況下，螺栓連接具有極高的可靠度。即便采用4個M2.5的螺栓連接，螺栓連接仍然具有很高的可靠度。2、各螺栓為了保證預緊可靠，檢修人員經(jīng)常施加一盡可能大的預緊力。該預緊力又沒有控制和度量措施。（更為不利的因素是：由于受裝配位置的影響，各螺栓的預緊力差異很大）我們知道：螺栓的預緊力一般可達材料屈服極限值的5070。；對于無控制擰緊力矩措施的螺栓，螺栓的公稱直徑不宜小于M12