淺談L型壓縮機(jī)十字頭銷側(cè)板緊固螺栓斷裂的原因.(張波)doc

1、淺談L型壓縮機(jī)十字頭銷側(cè)板緊固螺栓斷裂的原因張波獨(dú)山子煉油廠鉗工車間摘 要：本文主要根據(jù)L型往復(fù)式壓縮機(jī)的曲軸、連桿、十字頭、活塞等部件的運(yùn)動幾何關(guān)系，從壓縮機(jī)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(guān)鍵詞:十字頭銷；螺栓斷裂；往復(fù)式壓縮機(jī)一、問題的提出我廠n火炬裝置采用4L-35心54.5型壓縮機(jī)對瓦斯氣進(jìn)行加壓后回收，該壓縮機(jī)的運(yùn)行狀況直接關(guān)系著整個(gè)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(jī)十字頭銷側(cè)板緊固螺栓有斷裂的現(xiàn)象，由 于處理及時(shí)避免了惡性事故的發(fā)生。這里對螺栓斷裂的原因進(jìn)行分析。該L型壓縮機(jī)的原動機(jī)驅(qū)動曲軸作勻角速

2、度轉(zhuǎn)動,二、問題的分析4個(gè)M10的緊螺栓將十字頭銷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(fù)運(yùn)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)板依靠定位，防止脫落?，F(xiàn)場分析，4個(gè)緊固螺栓中有1個(gè)斷裂（嚴(yán)重的一次四個(gè)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(shí)間承受一個(gè)變量的軸向拉力（推力），有疲勞斷裂的跡象。amL型壓縮機(jī)臥缸十字頭及活塞組件受力分析示意圖圖（1）270°180°10I、以臥缸為例，對十字頭的受力、運(yùn)行進(jìn)行分析連桿力Pt，側(cè)向力N圖（1）所示，曲軸在 0°90°

3、;180°運(yùn)行階段，連桿在下半平面內(nèi)運(yùn)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(yùn)行階段，連桿在上半平面內(nèi)運(yùn)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 M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(yùn)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(shí)，該連桿力還產(chǎn)生一水平、 沿氣缸中心線方向P,氣體力P等于工作容積內(nèi)氣

4、體的瞬間壓的作用力P,這個(gè)作用力通過活塞拉桿、活塞傳遞下去，最終作用于壓縮后的高壓氣體上。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 力P與活塞面積 A的乘積。即：P= P AP活塞。對于L型壓縮機(jī)（雙作用式）來說，活塞在內(nèi)、外止點(diǎn)時(shí)受到的氣體力數(shù)值最大，稱為活塞力n、力的合成及效果連桿對十字頭的作用力，其實(shí)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Pw以及滑道給予十字頭的反作用力 N（ N= N），三個(gè)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

5、）運(yùn)動狀態(tài)。當(dāng)壓縮機(jī)正常運(yùn)行時(shí)，其氣體力P往復(fù)慣性力I及往復(fù)摩擦力Rs都同時(shí)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(jī)的綜合活塞力Pw。Pw = P+I+ R SRs和往復(fù)慣性力往復(fù)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(fù)運(yùn)動摩擦力的總和。在分析十字頭銷受力的時(shí)候，因十字頭及活塞的質(zhì)量較小、壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)速相對較低，對往復(fù)摩擦力I不予考慮和參與計(jì)算。故：P刀=P根據(jù)資料1N P tg r sinPtgP刀和連桿在水平方向上因側(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，故綜合活塞力產(chǎn)生的分力P/的合力決定著十字頭的運(yùn)行狀態(tài)

6、當(dāng)a =0 （或n）時(shí):活塞組件置于外（內(nèi)）止點(diǎn)，活塞和十字頭處于運(yùn)動速度為零的平衡狀態(tài)；連桿處于水平方向、連桿中心線與可見，這時(shí)作用于十字頭銷兩端的力僅為氣體力P （活塞力）。N' ，N =0。氣缸中心線間夾角B =0。這時(shí)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)時(shí):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。連桿力態(tài)?？梢姡@時(shí)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 NoPt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(yùn)動狀川、沿十字頭銷

7、軸線方向產(chǎn)生的軸向力Fa的計(jì)算。Fa；但對于L型壓縮機(jī)采上述作用于十字頭銷上的各個(gè)力，對于直銷來說，不產(chǎn)生沿十字頭銷軸線方向上的分力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F再一次分解為與N、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P同向的力N分、P分和十字頭銷軸向的力Fa、Fa(7習(xí)Fa-十字頭銷結(jié)構(gòu)、形狀示意圖圖（三）作用于十字頭銷錐面的力產(chǎn)生軸向分力示意圖圖（二）活塞（十字頭）的運(yùn)動學(xué)分析，如圖（一）所示。活塞（十字頭）的位移由外止點(diǎn)開始計(jì)算，當(dāng)曲柄的轉(zhuǎn)角為a時(shí)，活塞位移為:r

8、 I rcosI cos因l sin B = r sin a ,即sinsin故cosV12 . 2 sin所以:Xr lr cosl cosXr lr coslj1Xr(1cos ) l1 J12 - 2Sin2 . 2 sin由壓縮機(jī)循環(huán)指示圖可知,當(dāng)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P將不同。壓縮過程中的氣體壓力，根據(jù)過程方程為2SoPsm/膨脹過程中的氣體壓力，根據(jù)過程方程為2SoXisoPdP i_壓縮過程中任意某位置Xi時(shí)的氣體瞬間壓力So余隙容積的當(dāng)量行程（S=Sa, S為行程，a為相對余隙容積）m, m/ 壓縮、膨脹過程的當(dāng)量多變指數(shù)。（在本文

9、中取m=m=1.2 )3當(dāng)a =0（或n）時(shí)，活塞處于外止點(diǎn)，連桿處于水平方向B=0,活塞外端面受到最大的氣體壓力，即排氣壓力p d?；钊麅?nèi)端面受到氣體壓力為吸氣壓力ps。即；P= P dA- p sA 1這時(shí)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(guān)系:F/a= P cos coscos r 250.999cos1(0.039968T125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)生的軸向力Fa由側(cè)板的四個(gè)緊固螺栓承受，現(xiàn)計(jì)算螺栓截面上承受的軸向動載荷Fa以及僅在動載荷Fa作用下的拉應(yīng)力b。（視螺栓為松螺栓連接）F

10、/4ss 5.5 10 5m24(d 為 M10的螺栓小徑，d=8.37mm)曲柄轉(zhuǎn)角a活塞外、內(nèi)端面的位移Xi、X'i (mm活塞外、內(nèi)端面氣體壓力氣體力P (P可(N)軸向分力Fa (N)軸向拉應(yīng)力d (MP a)p i、Pi (MP a)a =0°X=0 ;X/i=240p i=0.45 ;p=0.05-385751540.27a =15°X=5.09 X1=234.91p i=0.183 ;p /i =072.3a =25°Xi =14.24 X1=225.76p i =0.1809 ;p /i =0.0537-122

11、38488.62.22a =30°X=17.29 X/i=222.71p i =0.06775;p /i =0.0545-1375.470.025a =35°X=26.7 X1=213.3p i=0.05 ;p /i =0.0574+59023.560.11a =45°X =42.57 X/i=197.43p i =0.05 ;p i=0.0593+78231.220.14a =55°X =61.25 X/i=179.75p i=0.05 ;p /i =0.0707+185974.230.34a =65°X =84.78 X/i=155.22p

12、 i =0.05 ;p /i =0.0834+3059122.140.55a =75°X =102.45 X/i=137.55p i =0.05 ;/p i =0.0957+4218168.40.76a =90°X=135X/i=205p i=0.05 ;p /i=0.131+7590303.11.38a =105°X=164.55 X/i =79.45p i=0.05 ;p /i =0.19+13160525.52.39a =120°X=191.5 X/i=48.5p i=0.05 ;p /i=0.32+2543410154.62a =135°

13、;X=212.8 X/i=27.2p i=0.05 ;p /i=0.45+376201502.16.82a =150°X=227.5 X/i=12.5p i=0.05 ;p /i=0.45+376201502.16.82a =180°X=240 X /i=0p i=0.05 ;p /i=0.45+376201502.16.82a =195°X=234.95 ;X/i=5.05p i=0.0512 ;p /i =0.1689+11011439.62.0a =205°X=226.18 X/i =13.82p i =0.0536 ;p /i =0.0749+1

14、91376.40.35a =210°X =224.8 X/i=15.2p i =0.054 ;p /i =0.0685+126550.50.23根據(jù)公式及附表中所列壓縮機(jī)的幾何、工藝參數(shù)得到:表一1a =215°X=219.4 X 1=20.6p i =0.056 ；p /i =0.05088+58923.50.11a =225°X =206.6 X=33.4p i =0.0595 ； p / i=0.05-100842.250.18a =235°X=191.2 X 1=48.8p i =0.0653 ； p / i=0.05-156662.50.28a

15、 =245°X=182.2 X 1=57.8p i =0.0691 ；p i=0.05-193377.10.35a =255°X=164.7 X /i=75.3p i =0.077 ；p i=0.05-2692107.50.48a =270°Xi =135 X 1=105/p i =0.098 ；p i=0.05-4716188.30.86a =285°X=102.6 X /i =137.4p i=0.133 ；p i=0.05+8093323.11.46a =300°X=74.5 X 1=165.5p i= 0.194 ；p /i=0.05+

16、13945556.82.5a =315°X =42.46 X 1=197.54p i= 0.35 ；p /i =0.05-292401167.55.3a =330°X=19.68 X /i=220.32pi =0.45 ；p /i=0.05-385751540.7a =360°X=0 X /i=240pi =0.45 ；p /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。不同的力將作用到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；“ 銷兩端錐面的相反位置上。3、按照公式

17、算得的壓縮后的氣體壓力若大于排氣壓力Pd=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Ps=0.05 MPa，取值0.05 MPa。N也將不同。當(dāng)曲柄轉(zhuǎn)角a不同時(shí)，側(cè)向力N和作用于十字頭銷上的側(cè)向力N的反作用力（視螺栓為松螺根據(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 Fa、拉應(yīng)力/栓連接）表-2曲柄轉(zhuǎn)角a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(yīng)力/總軸向分力/ /F a+F a(N)總軸向拉應(yīng) 力b 2(MP a)a =0-385750001540.27a =25°-12338-12585

18、0.20.228534.82.45a =30°-137-16.50.650.0026.120.027a =45°+782+ 141.5.5.620.2536.840.39a =65+ 1859+41616.60.0741390.624a =90°+7570+ 1871.674.70.34377.81.72a =120°+25435+5405215.80.981230.85.6a =150°+37620+4547.6181.60.821683.77.64a =180+376200001502.16.82a =195°+11101-691

19、27.60.125467.22.125a =215°+589-81.33.20.01426.70.0124a =225°-1008+195.37.80.03550.050.215a =235-1566+31412.50.056750.336a =270°-4716+109743.80.19232.11.05a =285°-8093+193077.060.35400.161.81a =300°-13945+2966118.40.54675.27.54a =330°-38575+4666186.30.841726.37.84a =345&

20、#176;-38575+240395.90.4316367.43a =360°-3857500015407a-/i-v滑道對十字頭的作用力 N同曲柄轉(zhuǎn)角a關(guān)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，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(shí)間十字頭貼著下滑道運(yùn)行,對下滑道產(chǎn)生壓力。只是運(yùn)動到內(nèi)外止點(diǎn)附近，側(cè)向力接近或等于零， 十字頭才會緊貼著上滑道運(yùn)行。J"、一"*3 ° a圖（六）N+P作用到十字頭銷錐面后產(chǎn)生的軸向拉應(yīng)力的合力oE同曲柄轉(zhuǎn)角a的

21、關(guān)系曲線圖結(jié)論:從表一2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(yīng)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(yù)緊力）bamin =0.0124 MPaEmax =7.84 MPa該循環(huán)應(yīng)力的循環(huán)特性rmin OMPa故該循環(huán)應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力。maxW、螺栓連接的可靠度計(jì)算（校核）對于在脈動循環(huán)變應(yīng)力作用下的緊螺栓，其失效的主要模式為螺栓疲勞斷裂。應(yīng)力幅和應(yīng)力集中是導(dǎo)致螺栓疲勞斷裂的主要原因4。下面計(jì)算螺栓連接的可靠度。螺栓材料為45 號鋼，O

22、s=360 MPa ,(Tb =600MPa。查表知螺栓拉伸疲極限為CT 1 =195 MPa計(jì)算螺栓的工作應(yīng)力幅單個(gè)螺栓的工作載荷均值F和標(biāo)準(zhǔn)差OF為:F+F；1726.34431.57 (N)11- AF二一431.57 15%= 21.58 (N)33411(允許軸向載荷偏差15%，工藝參數(shù)的變化可導(dǎo)致氣體力P的變化，同時(shí)軸向力 Fa變化)螺栓的工作應(yīng)力幅2F齊二 0.3C1 C2d1Ci2431 572 1.18(MPa) 亠為螺栓的相對剛度系數(shù)5，取值見下表,3.14 8.37C C2表一3。墊片類別金屬墊片或無墊片皮革墊片銅片石棉墊片橡膠墊片C1C1C20.2 0.30.70.8取

23、工作應(yīng)力幅的變異系數(shù)同載荷的變異系數(shù)。OF-oa_ O21.58431.571.180.0423(M Pa)(2)計(jì)算螺栓的極限應(yīng)力幅81螺栓的極限應(yīng)力幅的均值O81b 1 £KmKuK.01 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 .Km 制造工藝系數(shù)切削螺紋及滾壓后熱處理的螺紋Km=1 ；熱處理后滾壓的螺紋,Km =1.25Ku 螺紋牙受力不均勻系數(shù)，受壓螺母Ku=1,受拉螺母Ku=1.5-1.6螺紋應(yīng)力集中系數(shù)(對標(biāo)準(zhǔn)的牙根圓半徑)，具體數(shù)值見表一5。螺紋聯(lián)接尺寸系數(shù)£D(mm)< 121620243036424856£10.870.8

24、00.740.650.640.600.570.54表4Ob (MP a)400106008001000K b33.94.85.2表5螺紋應(yīng)力集中數(shù)Kb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Ku =1 ；螺紋制造工藝系數(shù):切削螺紋，取值Km =1 ；應(yīng)力集中系數(shù):(Tb = 600M Pa,取值K, =3.9則極限應(yīng)力幅均值-195 1陽=3.9150 MPa極限應(yīng)力幅的變異系數(shù)可取0.08，則極限應(yīng)力幅的標(biāo)準(zhǔn)差為0.08 bal 4MPa.(3)計(jì)算螺栓連接的可靠度。螺栓連接的聯(lián)接系數(shù)ZR為:ZRbalba50 1.18J42 0.04

25、23212.205查標(biāo)準(zhǔn)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(gè)螺栓受力均勻的狀態(tài)下， 螺栓極不易疲勞斷裂。若四個(gè)螺栓預(yù)緊的程度不一致，有單個(gè)螺栓受力(理想狀況下，即相當(dāng)于4個(gè)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(gè)螺栓受力的情況下的工作應(yīng)力副:單個(gè)螺栓的工作載荷均值/ _/a+F a1726.3( N)單個(gè)螺栓的工作載荷均值的標(biāo)準(zhǔn)差1AF =31726.315 % =86.3 ( N)螺栓的工作應(yīng)力幅：b尋0.3C1C2d1C12 1726.33.148.3724.7 2取工作應(yīng)力幅的變異系數(shù)同載荷的變異系數(shù):bF ba86.31726.34.720.23(M

26、Pa)螺栓連接的聯(lián)接系數(shù) ZR1 ZRbal4.7212 2V boalb ba50擰 0.2311.3215查標(biāo)準(zhǔn)正態(tài)分布表可得：即使單個(gè)螺栓受力，螺栓連接仍具有具有非常高的可靠度。M1段。可見，對于如此T 0.2FaD 取值7。Fa M1.3(JS取值(Ts =360 MPaS=4 Fa3.14 8.37241.3903807.3(N)T 0.2 3807.3 107414.6N gmm對于在檢修現(xiàn)場經(jīng)常使用的 8英寸（200mm扳手來說，在扳手柄部末端施加的f 約為 f=38.1(N)對于在檢修現(xiàn)場經(jīng)常使用的10英寸（250mm扳手來說，在扳手柄部末端施加的f 約為 f=29.6(N)在使用棘輪套筒扳手時(shí)可將其值按上述設(shè)定。增大緊固螺栓的公稱直徑以增大螺栓的承