浅谈L型压缩机十字头销侧板紧固螺栓断裂的原因(张波)doc

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Ⅱ火炬装置采用4L-35/0.5～4.5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。PΣ(P)βNN′P/ρiρiρ/iρ/iPt270°　　　180°αL型压缩机卧缸十字头及活塞组件受力分析示意图图（1）Ⅰ、以卧缸为例，对十字头的受力、运行进行分析⑴连杆力Pt，侧向力N/2图（1）所示，曲轴在0°～90°～180°运行阶段，连杆在下半平面内运行，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。⑵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ρ与活塞面积A的乘积。即：P=ρA①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。Ⅱ、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PΣ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PΣ。PΣ=P+I+RS②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∑=P③根据资料[1]22sin1sinPPtgtgPN④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α=0（或π）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；连杆处于水平方向、连杆中心线与3气缸中心线间夹角β=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α≠0（π）时：⑴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。⑵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。Ⅲ、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/aFaφθ螺栓σN分+P分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）4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α时，活塞位移为：coscoslrlrX因lsinβ=rsinα,即lrsinsin故22sin1cos　⑤所以：2222coscoscos1sin(1cos)11sinXrlrlXrlrlXrl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ρ将不同。压缩过程中的气体压力，根据过程方程为[2]：smoioipsXss⑥膨胀过程中的气体压力，根据过程方程为[2]：dmoioipsXs//⑦ρi＿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]⑴当α=0(或π）时，活塞处于外止点，连杆处于水平方向β=0，活塞外端面受到最大的气体压力，即排气压力ρd。活塞内端面受到气体压力为吸气压力ρs。即;P=ρdA-ρsA1⑧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=coscosP⑨999.025125cos22039968.02511cos22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σ。（视螺栓为松螺栓连接）5sF4/⑩252105.54m　ds(d为M10的螺栓小径，d=8.37mm)根据公式⑤⑥⑦⑧⑨⑩及附表中所列压缩机的几何、工艺参数得到：表—1曲柄转角α活塞外、内端面的位移Xi、X/i（mm）活塞外、内端面气体压力ρi、ρ/i(MPa)气体力P(PΣ)(N)轴向分力F/a(N)轴向拉应力σ(MPa)α=0°Xi=0；X/i=240ρi=0.45；ρ/i=0.05-385751540.27α=15°Xi=5.09X/i=234.91ρi=0.183；ρ/i=0.0512-12766509.72.3α=25°Xi=14.24X/i=225.76ρi=0.1809；ρ/i=0.0537-12238488.62.22α=30°Xi=17.29X/i=222.71ρi=0.06775；ρ/i=0.0545-1375.470.025α=35°Xi=26.7X/i=213.3ρi=0.05；ρ/i=0.0574+59023.560.11α=45°Xi=42.57X/i=197.43ρi=0.05；ρ/i=0.0593+78231.220.14α=55°Xi=61.25X/i=179.75ρi=0.05；ρ/i=0.0707+185974.230.34α=65°Xi=84.78X/i=155.22ρi=0.05；ρ/i=0.0834+3059122.140.55α=75°Xi=102.45X/i=137.55ρi=0.05；ρ/i=0.0957+4218168.40.76α=90°Xi=135X/i=205ρi=0.05；ρ/i=0.131+7590303.11.38α=105°Xi=164.55X/i=79.45ρi=0.05；ρ/i=0.19+13160525.52.39α=120°Xi=191.5X/i=48.5ρi=0.05；ρ/i=0.32+2543410154.62α=135°Xi=212.8X/i=27.2ρi=0.05；ρ/i=0.45+376201502.16.82α=150°Xi=227.5X/i=12.5ρi=0.05；ρ/i=0.45+376201502.16.82…………………………α=180°Xi=240X/i=0ρi=0.05；ρ/i=0.45+376201502.16.82α=195°Xi=234.95；X/i=5.05ρi=0.0512；ρ/i=0.1689+11011439.62.0α=205°Xi=226.18X/i=13.82ρi=0.0536；ρ/i=0.0749+191376.40.35α=210°Xi=224.8X/i=15.2ρi=0.054；ρ/i=0.0685+126550.50.236α=215°Xi=219.4X/i=20.6ρi=0.056；ρ/i=0.05088+58923.50.11α=225°Xi=206.6X/i=33.4ρi=0.0595；ρ/i=0.05-100842.250.18α=235°Xi=191.2X/i=48.8ρi=0.0653；ρ/i=0.05-156662.50.28α=245°Xi=182.2X/i=57.8ρi=0.0691；ρ/i=0.05-193377.10.35α=255°Xi=164.7X/i=75.3ρi=0.077；ρ/i=0.05-2692107.50.48α=270°Xi=135X/i=105ρi=0.098；ρ/i=0.05-4716188.30.86α=285°Xi=102.6X/i=137.4ρi=0.133；ρ/i=0.05+8093323.11.46α=300°Xi=74.5X/i=165.5ρi=0.194；ρ/i=0.05+13945556.82.5α=315°Xi=42.46X/i=197.54ρi=0.35；ρ/i=0.05-292401167.55.3α=330°Xi=19.68X/i=220.32ρi=0.45；ρ/i=0.05-385751540.7…………………………α=360°Xi=0X/i=240ρi=0.45；ρ/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⑤算得的压缩后的气体压力若大于排气压力ρd=0.45MPa，取值0.45MPa；按照公式⑥算得膨胀后的气体压力若小于吸气压力ρs=0.05MPa，取值0.05MPa。当曲柄转角α不同时，侧向力N/和作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④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σ/、（视螺栓为松螺栓连接）7表-2曲柄转角α气体力P(PΣ)(N)N（N′=-N）N的轴向分力F//aN产生的轴向拉应力σ/总轴向分力F//a+F/a(N)总轴向拉应力σΣ(MPa)α=0-385750001540.27α=25°-12338-125850.20.228534.82.45α=30°-137-16.50.650.0026.120.027α=45°+782+141.5.5.620.2536.840.39α=65+1859+41616.60.0741390.624α=90°+7570