浅谈L型压缩机十字头销侧板紧固螺栓断裂的原因.(张波)

1、浅谈L型压缩机十字头销侧板紧固螺栓断裂的原因张波独山子炼油厂钳工车间摘 要：本文主要根据L型往复式压缩机的曲轴、连杆、十字头、活塞等部件的运动几何关系，从压缩机十字头销受力情况着手，分析了十字头销侧板紧固螺栓断裂的主要原因，并提出了改善意见。关键词： 十字头销; 螺栓断裂; 往复式压缩机一、问题的提出我厂火炬装置采用4L-35/0.54.5型压缩机对瓦斯气进行加压后回收，该压缩机的运行状况直接关系着整个装置的平稳。自装置开工以来，巡检、检修人员曾先后多次发现过压缩机十字头销侧板紧固螺栓有断裂的现象，由于处理及时避免了恶性事故的发生。这里对螺栓断裂的原因进行分析。 二、问题的分析该L型压缩机的原

2、动机驱动曲轴作匀角速度转动，曲轴带动的连杆在一定的角度内摆动，连杆又带动十字头、活塞做往复运动。连杆与十字头通过两端带有锥度的十字头销连接。十字头销侧板依靠4个M10的紧螺栓将十字头销定位，防止脱落。现场分析，4个紧固螺栓中有1个断裂（严重的一次四个螺栓全部断裂），断裂部位为螺栓与十字头体连接处的螺纹根部。断裂的主要原因初步分析为螺栓上时间承受一个变量的轴向拉力（推力），有疲劳断裂的迹象。L型压缩机卧缸十字头及活塞组件受力分析示意图 图（1）、以卧缸为例，对十字头的受力、运行进行分析连杆力Pt，侧向力N/图（1）所示，曲轴在0°90°180°运行阶段，连杆在下半平

3、面内运行，连杆对十字头施加的拉力（称之为连杆力Pt）产生一垂直向下的分力N/；在180°270°0°运行阶段，连杆在上半平面内运行，连杆对十字头施加的推力亦产生一垂直向下的分力 N/。该分力N/沿十字头滑板等值地传递到十字头滑道上，我们将十字头滑板作用于十字头滑道上的力N/称为侧向力。该侧向力与十字头本身重力，以及连杆、活塞杆作用在十字头上的重力组成合力，使十字头贴着下滑道运行。气体力P，活塞力P活塞连杆对十字头的作用力产生一垂直于十字头滑道的侧向力N/的同时，该连杆力还产生一水平、沿气缸中心线方向的作用力P/，这个作用力通过活塞拉杆、活塞传递下去，最终作用于压缩

4、后的高压气体上。气缸工作容积内气体作用于活塞端面上的力称为该工作容积的气体力P，气体力P等于工作容积内气体的瞬间压力与活塞面积A的乘积。即： P=A 对于L型压缩机（双作用式）来说，活塞在内、外止点时受到的气体力数值最大，称为活塞力P活塞 。、力的合成及效果连杆对十字头的作用力，其实是对十字头销的作用力。作用于十字头销的是一种空间力系，十字头销的中段受到连杆小头瓦的作用力（拉力或推力）,销的两端受到活塞杆通过十字头体传来的综合活塞力P以及滑道给予十字头的反作用力N（N= N），三个作用力的合成效果使得十字头销处于平衡状态（静止）或加速度（减速度）运动状态。当压缩机正常运行时，其气体力P、往复惯

5、性力I及往复摩擦力RS都同时存在，这些力都沿着气缸中心线方向，这些力的代数和称为压缩机的综合活塞力P。P= P+I+ RS 往复摩擦力RS可看作是活塞环与气缸壁、活塞杆与填料函、十字头滑道与滑板等所有往复运动摩擦力的总和。在分析十字头销受力的时候，因十字头及活塞的质量较小、压缩机的转速相对较低，对往复摩擦力RS和往复惯性力I不予考虑和参与计算。 故： P=P 根据资料1 因侧向力N和滑道给予十字头的反作用力N是一对作用力与反作用力，故综合活塞力P和连杆在水平方向上产生的分力P/的合力决定着十字头的运行状态：当=0（或）时： 活塞组件置于外（内）止点，活塞和十字头处于运动速度为零的平衡状态；连杆

6、处于水平方向、连杆中心线与气缸中心线间夹角=0。这时连杆在垂直方向上不产生一垂直于十字头滑道的分力N，N=0。可见，这时作用于十字头销两端的力仅为气体力P（活塞力）。当0（）时：连杆力Pt在垂直方向上产生一分力N，该分力与滑道作用于十字头（销）上的作用力N为一对作用力与反作用力。N=N。连杆力Pt在水平方向上的分力P/ 与气体力 P的合力决定了十字头（销）是处于加速度还是减速度的运动状态。可见，这时用于十字头销两端的力为气体力P和侧向力的反作用力N。 、沿十字头销轴线方向产生的轴向力Fa的计算。上述作用于十字头销上的各个力，对于直销来说，不产生沿十字头销轴线方向上的分力Fa；但对于L型压缩机采

7、用的两端带有同样锥度的销来说，N、P作用于销的两端锥面，作用力方向垂直于销的轴线，这必将产生一沿销锥面的力f和一沿锥面法线的力F。沿锥面方向上的力f有使十字头销滑动的趋势，而沿锥面法线的力F再一次分解为与N、P同向的力N分 、P分和十字头销轴向的力F/a、F/a 作用于十字头销锥面的力产生轴向分力示意图 图（二）十字头销结构、形状示意图 图（三）活塞（十字头）的运动学分析，如图（一）所示。活塞（十字头）的位移由外止点开始计算，当曲柄的转角为时，活塞位移为：因 sin= sin,即故 所以：由压缩机循环指示图可知，当活塞处于不同的位移处Xi,作用于活塞两端面（盖侧和轴侧）的瞬间气体力将不同。压缩

8、过程中的气体压力，根据过程方程为2： 膨胀过程中的气体压力，根据过程方程为2： i压缩过程中任意某位置Xi时的气体瞬间压力So余隙容积的当量行程（So=Sa，S为行程，a为相对余隙容积）m, m/压缩、膨胀过程的当量多变指数。（在本文中取m=m/=1.2）3当=0(或）时，活塞处于外止点，连杆处于水平方向=0，活塞外端面受到最大的气体压力，即排气压力d。活塞内端面受到气体压力为吸气压力s。即; P=dA-sA 1 这时只有气体力作用于十字头销的两端锥面上，最终沿十字头销的轴线方向上产生的力只有轴向分力F/a. 根据图（二）的几何关系：F/a= 气体力P通过十字头体传递后作用到十字头销的锥面后产

9、生的轴向力F/a由侧板的四个紧固螺栓承受，现计算螺栓截面上承受的轴向动载荷F/a以及仅在动载荷F/a作用下的拉应力。（视螺栓为松螺栓连接） (d为M10的螺栓小径，d=8.37mm) 根据公式及附表中所列压缩机的几何、工艺参数得到： 表1曲柄转角活塞外、内端面的位移 Xi、 X/i（mm）活塞外、内端面气体压力 i、/i (MPa)气体力 P (P) (N)轴向 分力 F/a (N)轴向拉应力(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为活塞外端面距缸盖的位移； X/i为活塞内端面距曲轴侧气缸端面的位移。2、表中“+” 表示气体力使活塞杆受拉；“-” 表示气体力使活塞杆受压；“+” “-”不同的力将作用到销两端锥面的相反位置上。3、按照公式算得的压缩后的气体压力若大于排气压力d=0.45 MPa，取值0.45 MPa；按照公式 算得膨胀后的气体压力若小于吸气压力s=0.05 MPa，取值0.05 MPa。当曲柄转角不同时，侧向力N/和作

16、用于十字头销上的侧向力N/的反作用力N也将不同。根据公式算得作用于销锥面上的力N 以及N在螺栓轴向上产生的分力F/a、拉应力/ 、（视螺栓为松螺栓连接）表-2曲柄 转角气体力P (P)(N) N（ N=-N）N的轴向分力 F/aN产生的轴向拉应力 /总轴向分力F/a+F/a ( N)总轴向拉应力(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 综合活塞力P（气体力P）与曲柄转角关系曲线图 图（四）滑道对十字头的作用力N同曲柄转角关系曲线图 图（五）图（五）中，“+” 表示连杆对十字头的作用力在垂直方向上的分力向下

19、，滑板对下滑道产生压力 ；“-”表示连杆对十字头的作用力在垂直方向上的分力向上，滑板对上滑道产生压力。从图可知，大部分时间十字头贴着下滑道运行，对下滑道产生压力。只是运动到内外止点附近，侧向力接近或等于零，十字头才会紧贴着上滑道运行。 图（六）N+P作用到十字头销锥面后产生的轴向拉应力的合力同曲柄转角的关系曲线图 结论：从表2及图（六）可以看出，气体力P(综合活塞力)与反侧向力N对十字头销两端锥面的作用力在十字头销轴线方向上产生的合拉应力的值为变量。（视螺栓为松连接，即螺栓单纯承受气体力P和反侧向力N在十字头销轴向方向上的分力F/a+F/a，暂不考虑螺栓预紧力）=0.0124MPa =7.84

20、MPa 该循环应力的循环特性 故该循环应力为脉动循环变应力。 、 螺栓连接的可靠度计算(校核)对于在脉动循环变应力作用下的紧螺栓，其失效的主要模式为螺栓疲劳断裂。应力幅和应力集中是导致螺栓疲劳断裂的主要原因4。下面计算螺栓连接的可靠度。螺栓材料为45号钢，=360 MPa，=600MPa。 查表知螺栓拉伸疲极限为=195MPa (1)计算螺栓的工作应力幅。单个螺栓的工作载荷均值和标准差为： （N） （N） （允许轴向载荷偏差，工艺参数的变化可导致气体力P的变化，同时轴向力F/a变化） 螺栓的工作应力幅 为螺栓的相对刚度系数5，取值见下表， 表3。垫片类别金属垫片或无垫片皮革垫片铜片石棉垫片橡胶

21、垫片0.20.30.70.8 取工作应力幅的变异系数同载荷的变异系数。 (2) 计算螺栓的极限应力幅 螺栓的极限应力幅的均值 光滑试件的拉伸疲劳极限均值 螺纹连接的尺寸系数， 见表- 4 . 制造工艺系数切削螺纹及滚压后热处理的螺纹=1；热处理后滚压的螺纹，=1.25 螺纹牙受力不均匀系数，受压螺母=1，受拉螺母=1.5-1.6 螺纹应力集中系数（对标准的牙根圆半径），具体数值见表5。 D(mm)12162024303642485610.870.800.740.650.640.600.570.54 螺纹联接尺寸系数 表-4（MPa）400600800100033.94.85.2螺纹应力集中数

22、表-5 根据上述各表：尺寸系数：D=10， 取值 =1； 螺纹牙受力不均匀系数：受压螺母，取值 =1； 螺纹制造工艺系数： 切削螺纹，取值 =1； 应力集中系数： 600MPa, 取值=3.9 则极限应力幅均值 = 50 MPa 极限应力幅的变异系数可取0.08，则极限应力幅的标准差为4MPa.（3）计算螺栓连接的可靠度。螺栓连接的联接系数为： 查标准正态分布表可得螺栓连接具有非常高的可靠度。可见在4个螺栓受力均匀的状态下，螺栓极不易疲劳断裂。若四个螺栓预紧的程度不一致，有单个螺栓受力（理想状况下，即相当于4个M2.5螺栓均匀受力），则螺栓连接的可靠度发生了变化。 单个螺栓受力的情况下的工作应

23、力副： 单个螺栓的工作载荷均值 单个螺栓的工作载荷均值的标准差 = 15=86.3（N） 螺栓的工作应力幅：2 取工作应力幅的变异系数同载荷的变异系数： 螺栓连接的联接系数1 查标准正态分布表可得：即使单个螺栓受力，螺栓连接仍具有具有非常高的可靠度。三、结论：1、该L型压缩机采用4个M10的螺栓对十字头销进行紧固，在各螺栓能够安要求达到等值预紧力的情况下，螺栓连接具有极高的可靠度。即便采用4个M2.5的螺栓连接，螺栓连接仍然具有很高的可靠度。2、各螺栓为了保证预紧可靠，检修人员经常施加一尽可能大的预紧力。该预紧力又没有控制和度量措施。（更为不利的因素是：由于受装配位置的影响，各螺栓的预紧力差异很大）我们知道：螺栓的预紧力一般可达材料屈服极限值的5070。；对于无控制拧紧力矩措施的螺栓，螺栓的公称直径不宜小于M12