压缩机培训教材

1、活塞式压缩机的运动部件第一部分 曲轴组件一、 概念曲轴组件，包括曲轴、平衡铁及两者之间的连接件等。曲轴如图（1）所示由三部分组成，即主轴颈、曲柄和曲轴销。曲柄和曲柄销构成的弯曲部分称之为曲拐。根据实际需要，一根曲轴可以由一个或几个曲拐组成。 图（1） 曲轴的组成 1-主轴颈 2-曲柄 3-曲柄销二、曲轴结构与尺寸 1、 曲轴结构型式压缩机的曲轴有三种基本型式，即曲柄轴、曲拐轴（简称曲轴）和偏心轮轴。 大型合成氨企业所使用的压缩机，大多采用曲拐轴结构，所以本文省略曲柄轴和偏心轮轴，着重介绍曲拐轴。 曲拐轴一般两端支承，刚性较曲柄轴好。曲拐数现在可多达8个。它可制成整体的，也可制成分段组合的。 曲

2、轴的支承方式有两种：全支承是每个曲拐两侧均设有主轴承。非全支承是每2-3个曲拐的两侧用两个主轴承。前者对曲轴的刚性，以及机身系列设计时采用奇数列有利。在对动式压缩机中，多采用后者。2、 曲轴结构设计要点（1） 曲轴定位 为防止曲轴产生轴线方向的游动，曲轴需要轴向定位。压缩机多用功率输入端的第一道主轴承定位，因此主轴的相应处设计成具有轴肩的形式。定位处的端面间隙取决于曲轴的尺寸，一般取0.1-0.5mm,以保证各列运动件的相互位置不因热膨胀或偶然的轴向力而互相错开,以免妨碍机器正常运转。设置在功率输入第一道主轴承处和定位，还可保证电动机的轴向位置不受上述因素的影响。除定位的主轴承外，其余的轴承，

3、视曲轴长度不同，制造时的轴颈长度应比轴承宽度长2-5mm，作为必要的热间隙，可以根据温升100时每米伸长量为0.6-1.0mm的经验数据去计算选取.但为了制造及检修方便,各轴承端间隙应取一致,且等于最大间隙值.（2） 轴颈 指主轴颈和曲柄销.铸造曲轴的轴颈,除特殊原因外,如为了减轻重量,增加刚度及疲劳强度,一般都制成实心的圆柱体。铸造曲轴颈,一般铸成空心形式，内孔径为外径的一半左右。空心结构可以提高曲轴的疲劳强度，减轻曲轴重量，减少铸造时产生的质量缺陷。此外，曲轴内部的铸造空腔，还可以当做润滑油路。主轴颈承受的应力一般比曲柄销高10%，因此，主轴颈本应设计得大于曲柄销，但实际上为了加工及检测的

4、方便，以及为了提高曲轴的刚性，将两者设计成相同的直径，数值取大。（3） 过渡R角 曲臂与轴颈连接处，是最强烈的应力集中点，因此该处应采用圆滑过渡，以免发生过大的应力集中现象，致使曲轴容易疲劳破坏。常见的过渡R角，曲轴颈表面和圆周表面为一次磨削加工出来，以保证衔接处平滑，R角表面粗糙度应不低于0.8um。大型曲轴的R角，是用成型车刀最后加工出来的，R角应有微小径向沉凹，以保证衔接处不出现明显凸台，R角表面粗糙度应不低于1.6um。此外，对R角表面施以滚压，其冷作硬化，有明显提高曲轴疲劳强度。同一曲轴上的R角，包括轴颈突然改变处的过渡R角，应尽量取同一半径值，以利于加工，过渡R角的几种形式见图（2

5、）。图（2）过渡R角的几种形式（4） 油孔 轴颈上的油孔，一般可采用斜油孔或直油孔的形式。油孔直径约为轴径的0.05-0.06倍,但不应小于3mm,油孔与轴颈表面相贯处,应仔细倒圆抛光,以提高曲轴的疲劳强度。倒圆圆角半径为油孔直径的一半。大型空心铸造曲轴，常取斜油孔式，并在孔中胀以油导管。直角油孔的优点是经过圆角过渡部分时，毫不影响该处的强度，但一般情况下加工比较复杂，清洗油孔也不方便。轴颈空心时，应将两端用堵塞封住。堵塞可以用螺塞、螺栓法兰或用冲制的闷头等形式。油孔的位置，轴瓦内壁上有环形油槽时，一般多从加工工艺性出发，沿曲拐平面开油孔。轴瓦内壁上没有环向油槽量，从润滑的观点来看，为减轻因油

6、孔破坏油膜而导致的不良影响，油孔应开在轴颈载荷矢量图上载荷最小的区域。（5） 轴端 曲拐的两端，分别称为轴前端和轴后端。轴前端是功率输入端，要传递由动力计算确定的总转矩，一般通过带轮或联轴器与电动机相联接。常见的结构有圆锥轴端、圆柱轴端等。圆锥轴端便于装拆，多用于中型以下压缩机，但锥面加工检测较麻烦。锥面的锥度通常取1：10，也有取1：15和1：20的，其转矩用键来传递。圆柱轴端加工方便，但拆装较麻烦，圆柱面的配合一般取H7/js6 或H7/k6，扭矩也用键传递。法兰轴端可使压缩机轴向尺寸紧凑，适合于与电动机直联的大型压缩机；转矩是由抗剪切的绞制孔用螺栓传递，铰制孔与螺栓的配合，推荐H7/k6

7、。为了减少应力集中的影响和增加靠近轴颈处法兰的厚度，法兰与轴颈相接处，要用较大的圆弧过渡。轴后端常与齿轮泵、注油器相连。为此，轴后端的端面上常设置方头活络联轴器，以拖动从动轴。为了驱动上述辅助设备，在轴后端的柱面上，有时要装设齿轮、链轮、蜗轮等，以输出功率。对于大型压缩机，盘车齿轮有时也装在轴后端。（6） 平衡铁 设计平衡铁时，应尽可能使其重心远离主轴颈中心，以便使平衡铁质量较轻，使平衡铁重心回转半径r与质量m的乘积满足动力计算提出的要求。平衡铁通常做成扇形，其径向尺寸以旋转时不碰十字头导轨或活塞裙部为原则，厚度以不碰连杆为原则。三、曲轴材料 钢曲轴，一般用40和45优质碳素钢。因为碳素钢在合

8、理的热处理及表面处理后，已可满足压缩机曲轴的要求，只有极少场合应用40Cr等合金钢。 碳素钢通常需采用调质处理和表面处理。表面处理的措施有：表面淬火、滚压用喷丸等。铸铁曲轴系采用高强度铸铁，目前最常用的是球墨铸铁QT600-3。球墨铸铁加入少量稀土元素，能进一步提高材料的性能。球墨铸铁不仅加工方便，而且疲劳强度也胜于钢。表1所列为光滑试件在弯扭复合疲劳负荷下的疲劳极限。球墨铸铁的耐磨性也很好，表2中列有锻钢和球墨铸铁曲轴在相同运行条件下，分别经过1000h和1500h的磨损。数值表明正火的球墨铸铁比表面淬火的钢更耐磨。但是，球墨铸铁曲轴当断面尺寸大时，质量不易保证，故大型压缩曲轴仍不得不依赖于

9、锻钢制造。曲轴主轴颈的同轴度，主轴颈与曲柄销的平行度，在100mm长度上不大于0.02mm。轴颈圆度和圆柱度不大于2级精度孔公差的一半。表1 球墨铸铁与钢光滑试件在不同的弯扭复合疲劳负荷作用下的疲劳极限材料M/Mw/疲劳极限/（105N/m2）-1-1球墨铸铁（正火）01.4283.73200.7141.86628.825.213.5_18.0025.12845钢(正火)01.4283.73200.7141.86624.0014.97.76_10.6514.516.00表2 球墨铸铁曲轴与钢曲轴耐磨性比较材料运行时间/h主轴颈磨损量/mm曲柄销磨损量/ mm锻钢曲轴(表面淬火)稀土球墨铸铁曲轴

10、(正火)100015000.020-0.0640.002-0.0060.030-0.1100.001-0.004表中：正应力，切应力四、曲轴强度 曲轴强度计算主要包括静强度计算和疲劳强度计算。静强度计算的目的是求出曲轴各危险部位最大工作应力。疲劳强度计算的目的是求出曲轴在反复承受交变工作应力下的最小强度储备，通常以安全系数的形式表示。 曲轴强度计算法目前常用的有两种：普通计算法和有限元法。用有限元法计算时，应根据曲轴的特点、负荷情况及分析的目的，采用不同的计算模型。在一般情况下，只截取一个曲柄进行分析。 曲轴受力分析 曲轴受力情况较为复杂，两拐以上的曲轴通常是多支点支承，且四列以上时， 图（3

11、） 双拐曲轴的受力分析计算简图 可能伴有扭转振动的附加应力，图（3）是一根双拐曲轴的受力分析计算简图。因此，在计算曲轴支反力时，必须抓住主要因素简化计算。五、曲轴的扭振 在多曲拐的压缩机中，由于列数的增多和曲轴的增长，使曲轴的自振频率降低，有可能处于压缩机名义转速范围内，使曲轴因扭转振动而破坏。但计算表明：四拐以下的曲轴不可能发生扭振；多于四拐时，不排除扭振的可能性。曲轴的扭振计算方法比较复杂，在此只能简要介绍。6拐整体锻造实心曲轴如图（4）。图（4） 6拐整体锻造实心曲轴曲轴的扭振计算的一般步骤如下：1）当量系统计算：将复杂的实际轴系，换算成扭振特性与之相同的简化系统当量系统。2）自由振动计

12、算：确定当量系统的自振频率及振型。3）强迫振动计算：确定轴系的振幅及扭振应力。4）扭振消减措施的设计：当计算的振幅或扭振应力超过相应的允许值时，则需要采取措施，例如修改轴系设计或加装减振器等，使轴系扭振得以改善。目前，扭振计算方法有很多种，并且可借助计算机编程计算。在按任何一种方法计算，特别是在作强迫振动计算和减振设计计算时，主要还得依靠实验统计的经验系数来进行。由于经验系数具有局限性，因此，轴系扭振特性经过理论计算后，一般还需在轴系上进行实际测量，以核证计算结果的准确性。改善扭转振动的方法如下：1）调整轴系自振频率。2）减小干扰力矩。3）加装减振器。为了改善扭转振动，有的企业将多拐曲轴（例如

13、6拐或者8拐）设计成为2+4或者4+4模式。六、曲轴的故障与维修1、曲轴断裂及产生的原因1）压缩机基础与电机基础发生不同的沉降，曲轴承受了巨大的附加载荷；2）气缸轴线发生变化，与曲轴轴线不垂直，曲轴承受附加弯矩；3）压缩机严重超载或某列活塞力严重超负运行；4）设计缺陷；5）材质问题；6）锻压和热处理不合理；7）轴颈与拐臂的过渡R角与轴颈过渡不圆滑，R角表面粗糙，未抛光；8）内部的制造缺陷未经过探伤发现；9）润滑部位失油或少油造成烧瓦及其事故的延伸；10）其他运动部件事故给曲轴已造成现实伤害未被发现，曲轴带病运行；11）使用时间过长，金属材料疲劳。上述原因如果已经造成曲轴断裂事故的既定事实，便有

14、可能造成更加严重的事故，对压缩机的安全运行带来严重威胁，而且对曲轴本身而言已不可修复。只有认真分析原因，针对性的解决问题，更换曲轴和相关部件，杜绝此类事故的发生。需要特别说明的是，上述原因除了造成曲轴断裂外，还可能造成主轴颈与曲柄销表面裂纹及非正常磨损。所不同的是，如果仅仅造成这个结果，而且裂纹是极其浅表的，有很多企业也将它修复利用。修复的方法与轴颈拉毛和正常磨损的方法一样，下面会一一介绍。但从理论上讲，是不支持类似修复利用的。3、 轴颈磨损 1） 均匀磨损 曲轴的轴承与轴瓦长期磨擦，使轴颈出现均匀磨损。轴颈表面与轴瓦中间油槽相对的部位不磨损，其两侧出现磨损。在换轴瓦前，应将轴颈表面用纱布磨光

15、磨平，而且要保证圆柱度符合要求。 轴瓦与轴颈的间隙，有经验公式： 主轴瓦径向间隙=（8-10） 连杆瓦径向间隙=（5-7） 压缩机在出厂的相关技术文件中，对上述间隙应该有比较详细的规定。但是， 在现实工作中，上述间隙往往与环境温度等因素有关，所以间隙上下限的把握 必须灵活掌握。如确有必要需要修改间隙参数，必须遵循有关规律。 修理曲颈的方法中，最为为可靠的是热喷涂工艺，修补后不易脱落。热喷涂用的金属粉,应选与曲轴母材硬度比较接近,喷涂后表面应以主轴轴线为中心旋转,喷涂曲拐颈应以曲拐颈轴线为中心旋转。喷涂后应曲轴磨床上磨削轴颈，或在车床上磨后抛光。 曲轴在喷涂前应用磁粉伤或渗透探伤法探伤。2） 轴

16、颈拉毛 由于轴瓦严重磨损或轴瓦外皮转动，会使轴颈表面严重损伤。这种曲轴 喷涂前，应先将轴颈磨光后探伤，确定有修补价值后，按上述方法修补。 曲轴修理后，可能出现各轴瓦间隙不一致，这时，间隙偏大的轴颈润滑将不充分，应采取措施解决：a、 提高润滑油压力，可将压力提高到0.6MPa,如果油泵流量不足,可考虑换油泵,并及时清洗机油过滤器,以免机油过滤器压降过大。有些压缩机的油压表在过滤器和油泵之间,没有过滤后压力或差压表,当过滤器堵塞后,润滑油的压力并非运动部件的供油压力,出现“假油压”,很难保证运动部件的润滑。压缩机运行1000h以上时，润滑油的压力应该是提高而不是降低。一般来说，压缩机润滑压力在最高

17、温度和最大压力工况时，应保证0.20.4 MPa，国外有些标准则规定不能低于1MPa。b、 当对称平衡压缩机某主轴颈表面状况不良或间隙过大时，可扩大供油支管管径（从供油总管到轴承座的油管），使该轴承的供油能力得到改善。4、 键槽磨损 曲轴主轴上键槽磨损的原因，是因为联轴器等部件与轴颈配合过松，或者锥形轴端的连接松动，使键槽承受不当的脉冲性冲击载荷。出现这种情况时，应先对该轴颈及向内延伸的轴颈进行探伤检查，查明有无裂纹，确无裂纹产生时，才能修理。修理时，应同时检查与和修理与主轴键槽配合的内孔键槽。可先检查内孔键槽和轴颈键槽的一个侧面，修理中，用内径千分尺检查修理侧面与未修理侧面的平行度。该侧面修

18、好后，以该面为基准，修另一侧面。按修后的键槽宽度配键。按键宽和另一键槽宽度，计算键槽单边应修复的尺寸，按上述方法逐一修理键槽侧面，并不断用键进行宽度检查。对锥形轴伸与配合的内锥面进行接触面积检查，接触面积达不到70%的，应刮研锥面。第二部分：连杆组件一、 概念连杆是压缩机运动机构中的主要零件之一。其任务是与曲轴一起将输入压缩机的旋转运动转化为活塞的直线往复运动。连杆的结构如图所示，其一端与活塞销或十字头销相连，称为小头；另一端与曲柄相连，称为大头；中间部分称为杆身。大多数连杆大头是剖分的，与杆体分离的部分称为大头盖，由连杆螺栓紧固。连杆大头孔中一般装有大头瓦 。绝大多数小头是整体的，小头孔中装

19、有衬套。 图（5） 连杆的组成 1-大头 2-杆身 3-小头 4-螺栓5-螺母6-大头盖 7-小头衬套 8-大头瓦二、 连杆结构设计1、 连杆结构分类1）开式连杆 大头是剖分的（图5）。装配时置于曲柄销上后，用连杆螺栓紧固大头盖。这是压缩机中最常见的型式。2）闭式连杆 大头是整体的，它没有连杆螺栓这一薄弱环节，但只能与曲柄轴或偏心轮轴，或曲拐为一种特殊形式的曲轴相配使用。闭式连杆结构简单、制造方便、工作可靠。当材料为铝时，往往不再设大头瓦与小头衬套。整体式连杆仅适用于单缸的小型与微型压缩机。3）大头组件式连杆 大头组合式有两种型式。其一是剖分的大头与杆身分别制造，最后用螺钉坚固在一起。对于大型

20、压缩机用钢制造连杆时，加大比较方便，但增加了零件数与安装工作量。其二为闭式连杆大头轴瓦结构是可调的，轴瓦磨损后可利用其中的楔块的位移进行补偿。这两种结构现在已很少用。2、杆身结构1）杆身截面形状 连杆是一个受压杆载荷的零件，杆身截面形状决定于杆身的载荷情况和成形工艺。合理的杆身截面为工字形截面（图6a）。工字形截面的长轴y-y处在连杆摆动的平面内，使杆体材料利用合理，适合模锻和铸造。当需要在中间钻油孔时，则可改为（图6b）所示的形状。只有小批量生产时，为制造方便，杆身断面才采用圆形和扁圆形（图6c、d）。图（6） 连杆杆身的截面形状a）工字形 b）中心钻孔的工字形 c）圆形、中心钻孔 d）扁圆

21、截面、中心钻孔2）主要尺寸a 、杆身中间截面尺寸dm=(1.652.45)10-4 式中，dm为杆身截面面积的当量直径（m）；Fmax为最大活塞力（N）。对于Fmax1020KN的高速、短行程小型连杆，式中系数1.652.15;当Fmax20KN时，工字形截面，系数取2.142.20;圆形截面，系数取2.302.45。对于圆形截面的杆身，dm即为杆身中间 图（7）工字形、矩形的截面尺寸图 截面的直径；对于非圆形截面杆身，必须先计算当量面积Am=d2m/4,再求出截面尺寸，其中工字形截面Hm=;矩形截面Hm=。杆身沿长度方向有一锥度，故中间截面即为H和H的平均值处的截面。杆身截面沿长度方向通常是

22、以直线和大圆弧过渡变化的，并根据受力情况愈接近大头处的截面尺寸愈大。圆形截面：在l截面处的直径d=0.9dm,l=(1.251.35)d1;在l截面处的直径d=1.1dm,l=(1.251.35)D1。b、 截面宽度 工字形、扁圆形截面宽度Bm是不变的，其高度变化一般为：在l=(1.11.2)d1处，H=0.8Hm在l=(1.11.2)D1处，H=1.2Hm2、 小头结构1） 结构 现代压缩机连杆小头多采用环形的整体结构.这种结构简单，制造方便，工作时应力分布比小头剖分式均匀，材料利用率高。除铝合金连杆外，通常都压有衬套，材质通常为锡青铜，或孔内直接浇铸巴氏合金。小头衬套的润滑方式有两种：（1

23、）靠从连杆体钻孔输送过来的润滑油进行压力润滑;2）在小头上方开有集油孔槽,承接曲轴箱中飞溅的油雾进行润滑，汇集的润滑油可通过衬套上开的油槽和油孔来分配。小头也有用滚针轴承的,适用于干运转的微、小型压缩机，或其他适用滚针轴承的压缩机中。2） 连杆小头最小截面的确定 参见图（8）截面c-c面积Ac=(0.851.00)Am,截面D-D面积Ad=Ac,当杆身为圆形截面时系数取下限值或中间值，当活塞力Fp20kN时系数可取上限值，以满足活塞销比压要求。 图（8）杆身主要尺寸 3）受力分析 连杆小头应力分布如图（9）所示，小头外缘13处及其杆身过渡5、6处拉伸应力较大；小头内孔4处的拉伸应力也比较严重。

24、因此，小头设计应于5、6处，即小头与杆身的过渡部位适当加强。 图（9）连杆小头内外侧应力分布3、 大头结构1）结构 大头为整体式的特点是不要连接件，结构简单，强度提高，而且尺可以缩小。小型压缩机的连杆大头，为了采用滚动轴承，也有把大头制成闭式的，大头孔内镶入滚动轴承，装配时必须从曲轴的特定端装入。有些压缩机的连杆从材料合理利用角度出发，将大头外形制成偏心圆，只有模锻或铸造时才能获得这样的形状。微型压缩机连杆在材料为锻铝时，通常不用大、小头轴瓦，直接在连杆大、小头孔内制出油槽，连杆大头顶端锻有击油杆，实现飞溅润滑。2）剖分方式 剖分式连杆大头适用十分广泛的切口型式为平切口（图5）。3）结构尺寸及

25、应力集中 为了提高连杆大头结构的刚度和紧凑性，连杆大头的结构尺寸（参见图8）按下述方法选取：（1）连杆螺栓孔之间的距离应尽量小，一般l=（1.241.31）D ,D为曲轴销直径;(2)连杆大头螺栓的支承高度为2,对大头体的刚度和强度影响较大,2值一般不小于(1.21.6)D;(3)大头盖截面尺寸,A-A截面面积Aa=(1.381.60)Am,当杆身为圆形截面时系数取下限值或中间值。 为了减少应力集中，连杆大头各处形状都应圆滑，特别是螺栓头或螺母支承面到杆身或大头盖的过渡处，都必须避免尖角。 4）大头盖 为了提高大头盖的结构刚度，大头盖中部截面可制成工字形截面时刚性最好。4、 连杆在压缩机中的定

26、位 定位方法有两种：大头定位和小头定位1） 大头定位 这时在连杆大头端面与曲柄销的配合端面，采用较小的配合间隙0.20.5mm,同时在小头端面与销座端面间,则取较大的间隙25mm。要求轴瓦与曲臂间具有防摩擦措施。当为薄壁瓦时，杆身大头两侧加半圆形铜片；当为厚壁瓦时，可将瓦片制有翻边。大头定位连杆可能受偏心负荷。2） 小头定位 这是在小头轴瓦端面与十字头体的配合端面之间，采用较小的配合间隙0.20.5mm，而在大头端面与曲柄销配合端面，取25mm。近年来大头轴瓦都喜欢采用薄壁瓦，故目前采用小头定位的连杆应用较为普遍。 5、 连杆材料及热处理小型、微型压缩机的连杆，通常采用LD5、LD8、LD10

27、等锻铝材料，大、中型连杆多采用30、40、50优质碳素钢，也有采用30CrMo、40Cr等合金钢。QT400、QT600及稀土合金球墨铸铁也是不错的选择。对于锻造连杆，其锻造比应不小于3，并应进行金相检查、化学成分与力学性能试验；对于铸造连杆，除作以上各项试验外，铸件表面应十分光洁，不得有严重缺陷，例如粘砂、冷隔、气孔、缩松等缺陷存在。一般锻造连杆多采用正火处理或调质处理；铸造连杆多采用正火处理。对于有特殊需要的连杆，如要求有较高的力学性能时，则可采用等温淬火处理。6、 小头衬套 除少数大型卧式压缩机的连杆小头作成可分和可调整式并浇铸巴氏合金瓦，以及少数小型压缩机铝连杆小头直接与活塞销配合或采

28、用滚针轴承外，近年来无论大小压缩机，都采用整体铜套结构。 连杆小头衬套内径按十字头销或活塞销的直径确定，厚度和宽度b为 =（0.060.08）d b=(11.4)d 式中,d为十字头销或活塞销直径。 小头衬套与十字头销的配合间隙 =(0.00170.0012)d 小头轴瓦材料多采用锡青铜，当用钢瓦浇铸巴氏合金作小头轴瓦时，结构尺寸可参照有关的规定选取，但此时轴瓦与十字头销的间隙为 =（0.00040.0006）d 7、 大头瓦 大头瓦有薄壁瓦与厚壁瓦之分.近年来国内外均趋向采用薄壁瓦,它在承受压力(可达20MPa)、装配、修理、制造成本等方面均比厚壁瓦优越。 8、 连杆螺栓 连杆大头盖与大头连

29、接用螺栓或螺钉紧固,绝大部分剖分大头盖用螺栓紧固。 连杆螺栓受交变负荷，就强度而论是压缩机中最簿弱的环节，它的破坏常导至压缩机的重大破坏事故。1） 连杆螺栓结构 连杆螺栓应按弹性螺栓的原则设计。中、小型压缩机制成（图10a）的形式，螺栓头部削去一部分，与大头相应的平面靠紧，以防拧螺母时螺栓旋转；中部I处略粗，它与大头螺孔配合，供大头盖定位之用。大型压缩机制成（图10b）的形式，它的设计考虑更完善。首先螺栓头只铣一缺口，以此和大头上的销钉相配，防止螺栓转动，这样的螺栓头就不会象（图10a） 那样，因削去一部分，使承压面不均布而产生偏心负荷，从而使螺栓过渡圆角处造成附加的弯曲应为；其次除用来定位的

30、配合面I处，又增加了两处配合面。它的作用是当大头产生变形时，两个配合面跟着大头 图（10）连杆螺母的结构 转过 一微小的角度，使螺栓头的承压面及螺母的承压面保持和螺栓中心线垂直，并和大头的平台面仍很好贴合，从而不会产生因贴合面局部接触而出现偏心载荷。大头的变形使螺栓直径较小的部分受弯曲，因此产生的附加应力相对偏心载荷而言危害较小；此外，在螺母一端的配合面，还能抵抗拧紧螺母时，因扳手的作用力，可能使螺栓偏离自己的中心线而弯曲，并且由于螺母和平台之间的磨擦，使螺栓拧紧后仍处于弯曲状态，并使螺纹根部出现附加应力。螺栓头部的过渡圆角；一般r0.2ds，ds为螺栓有效直径，r过小应力集中严重，但r过大时

31、要防止圆角和大头孔的棱角相接触，螺栓孔口必须有更大的倒角，并使承压面减小。大型压缩机连杆螺栓头部承压面应与连杆平台配合研磨。螺纹宜用细牙，并且不低于两级精度。螺纹外径取ds=（0.180.25）d1 式中, d1为曲柄销直径。螺栓长度取决于连杆大头台阶总高度，大头总高度 约为 =（1.21.5）d1 2）连杆螺母结构 合理的螺母结构,可减少螺纹连接应力集中,提高疲劳强度。其基本原理是降低第1-3道螺纹所承受的作用力。（图11）所示为结构为改进形式.图e、f要求螺栓尾部也钻成锥形孔。试验表明图c、e的形式能提高疲劳强度60%与65%，但结构较复杂些。图（11）连杆螺母的结构形式连杆螺母安装后都需

32、锁紧，一般应用冕形螺母，用开口销锁紧，或用一种冕形螺母的冠部具有锁紧功能的结构，用双螺母锁紧也是允许的。在一些国家中，如美国等，规定石油化工行业中用的压缩机，其连杆螺母不允许用粘胶作为锁紧手段。 3）材料 连杆螺栓要求强度高,塑性好的材料;螺母则可以选择与连杆螺栓不同的材料,具体可见表3 表3 常用连杆螺栓及螺母材料螺栓材料4540Cr30CrMo35CrMoA螺母材料3535,35Mn,20Cr20Cr30Mn螺栓材料25Cr2MoV38CrMoAl40Cr2MnV螺母材料30Mn,30CrMo30Mn, 30CrMo30Mn,30CrMo第三部分：活塞杆与十字头组件一、概述在有十字头压缩机

33、中，电动机轴的旋转运动通过曲轴、连杆转化为十字头的往复运动，并通过活塞杆驱动活塞压缩气体。此外，十字头是承受侧向力的零件。一根活塞杆上可以连接一个级的活塞，也可以连接两个或三个不同级的活塞（个别的可达4-5个级）。有些活塞杆贯穿两端气缸，大型压缩机低压段有端滑块，或当两个独立气缸串接时设中间滑块，以使大直径的活塞不直接支承在气缸内壁上。超高压压缩机中，为保证活塞与气缸的同心度，十字头与活塞杆间还设有副滑块。在气缸无油润滑压缩机中，活塞杆上设有档油器，以防止机身部分的润滑油沿活塞杆向气缸中延展。高压级无油润滑填料摩擦比较严重时，活塞杆受摩擦部分还需用油进行内冷却。活塞杆与十字头是比较容易损坏的零

34、件，尤其是活塞杆，其与十字头连接及与活塞的连接部位断裂而破坏，是往复压缩机常见的重大事故之一。因此，对于两者的连接方式进行了许多研究。十字头的损坏主要表现在承压滑履（滑板）的非正常磨损与烧毁。二、活塞杆与十字头连接方式1、对活塞杆与十字头连接的要求1）便于安装 压缩机滑道与中体部位结构比较紧凑，操作空间比较狭窄，而这部分的连接往往又在整机安装的后期进行，因此力求安装方便。3） 便于调节活塞与端盖间的间隙（线性余隙），有十字头的压缩机中，活塞与端盖间的间隙大都希望通过活塞杆与十字头的连接部位在安装时进行调节；大型压缩机中，调节时不要转动活塞。4） 减少活塞或十字头在运行中磨损程度不同而带来活塞杆

35、的倾斜 一台安装时活塞杆调整得符合要求的压缩机，运行中由于其两端磨损程度不同（卧式压缩机活塞端磨损较大，立式压缩机十字头端磨损较大），会使活塞杆产生倾斜。这一现象将带来两种危害：影响填料密封性能与寿命；产生附加应力，使螺纹处疲劳破坏。因此要特别注意。5） 保持活塞杆在支持台的平直性 基于气缸和活塞间的径向间隙可能大于十字头与滑道的径向间隙，又由于润滑条件的差异，活塞与气缸的磨损大于十字头与滑道的磨损，因此，为保持活塞杆在运动中的平直性，活塞杆中心与十头中心在侧向力作用方向上保持一定的偏心量。对大型卧式压缩机，API618标准规定：在热态下工作时，填料盖处测量出的活塞杆跳动量在整个行程中应小于+

36、-0.0015mm/m。2、 活塞杆与十字头连接方式活塞杆与十字头连接的方式有多种，（图12）所示几种方式为较常用的。图a依靠十字头螺孔和活塞杆上的螺纹与凸缘坚固。此种方式结构最简单，螺纹部分仅受交变拉伸应力，需在气缸安装前先装配活塞杆，活塞安装比较困难，需通过活塞与活塞杆连接的部位来调节线性余隙，适用于中、小型压缩机。此种结构在螺纹预紧力足够时，压缩机运行中是不会松动的。图b依靠活塞杆与十字头螺纹及螺母紧固。此种结构简单，连接部位受交变拉伸应力，螺母以外的螺纹部位受交变的拉-压应力，安装方便，连接部位可调节线性余隙，适用于中小型压缩机。图c活塞杆用螺纹加法兰，用四个螺栓坚固在十字头上，结构比

37、较复杂，尺寸与重量较大；螺母若不同时拧紧，活塞杆易产生倾斜。可用改变垫片厚度调节线性余隙且活塞不需转动，适用于大型压缩机。图d活塞杆端部制一小凸缘，先用一对开的法兰，然后再用整体法兰罩上，并加四个螺栓坚固在十字头上。主要优缺点同图e，但活塞杆上无螺纹，从而避免了螺纹处疲劳破坏的可能性。适用于中、大型压缩机。图e依靠活塞杆螺纹与两螺母夹持在十字体上坚固，十字头上无螺纹，加工简单。根据线性余隙的需要，先把十字头体内的螺母拧到某一位置，然后再拧紧外边螺母。这种结构在调整线性余隙时活塞无需转动，适用于中、大型压缩机。图f活塞杆用螺纹和带法兰的螺母，利用对开的卡箍瑟十字头体上的法兰坚固。此种结构比较复杂

38、，尺寸与重量较大，螺纹受交变拉伸应力。可用改变垫片厚度调节器线性余隙，且无需转动活塞，适用大型压缩机。e)f)图（12）常用的活塞杆与十字头连接方式a）螺纹-凸缘 b）螺纹-螺母 c）螺纹法兰 d）凸缘-法兰 e）螺纹-双螺母 f）螺纹-法兰-嵌箍下面特别介绍两种活塞杆与十字头的连接方式：（图13）所示为上海英格索兰德公司的活塞中心位置可调的紧固结构。活塞杆9由螺母6夹持法兰5，用四个螺栓8依靠液压上紧的方法，坚固在十字头体1上，垫片4用于调节线性余隙。其最大的特点是有一个套于法兰5上的调整垫圈3，该垫圈翻边的垂直与水平方向分别配有四个支于十字头体上的调节螺钉2，安装时可先用调整调节螺钉2的办

39、法来调活塞杆垂直与水平方向的倾斜量，使之保持在允许的限度内；此外，在运行一段时期后，发现活塞杆倾斜量超过允许值时，也可再进行调整。（图14）所示为沈阳气体压缩机厂的大型压缩机十字头与活塞杆坚固方式。该结构中活塞杆2上没有螺纹，但端部制有凸缘，十字头体上制有螺纹并与螺圈5相配合，螺圈上装有止点调整环7，旋转环可控制活塞内、外止点的间隙，承压螺圈12传到十字头体1上；返程时，所受的拉力则经由止推圈3作用至螺圈5，并经螺纹传递到十字头体1上。预紧力由液压上紧机构完成。根据计算所得的预紧力，由液压通过学习接管13注入液腔中，并使活塞杆伸长，然后轻拧紧螺母11，再释放油压即可。此种结构仅适用于大型压缩机

40、。图（13） 活塞杆中心位置可调的十字连接结构 图（14）沈阳气体压缩机厂大型1-十字头体 2-调节螺钉 3-调整垫圈 压缩机活塞杆与十字头连接方4-余隙调整垫片 5-大法兰 6-活塞杆承拉螺母 1-十字头体 2-带端部凸缘的活塞杆7-大法兰紧固螺母 8-大法兰坚固螺栓 3-止推圈（两半组成） 4-卡箍9-活塞杆 5-螺圈 6-防转螺钉 7-止点位置调节环 8-销钉 9-承压环 10-密封橡胶圈 11-承压螺母 12-承压螺圈 13-液压坚固接头 三、 活塞杆设计 1、 活塞杆结构 活寒杆结构按其与活塞及十字头连接方式，可分成两类：（1）活塞杆两端具有螺纹，通过螺母与活塞及十字头紧固。（2）活

41、塞杆两端均为凸缘，通过压板和螺钉与活塞或十字头相紧固。 从活塞杆本身的加工而言，两端均为凸缘的结构更简单，且无螺纹造成的应力集中；就安装而言则比较复杂。对于设计与制造、安装与运行的必要条件，两种结构都是安全可靠的。有些设计中把凸缘发展成法兰，或一端为螺纹，另一端为凸缘，设计者可统筹考虑决定。 当高压段气缸为取消平衡段的单缸两级压缩结构时，由于活塞杆压缩和拉伸都要做功，传统结构会因为活塞杆在拉伸状态，应力集中在活塞端螺纹和凸缘部分，造成事故。所以活塞和活塞杆必须做成一体结构，俗称“整体活塞”，如（图15）。2、活塞杆材料及主要尺寸1）活塞杆常用材料 活塞杆的材料、性能、热处理方法及与填料接触的表

42、面硬度，见表4。2)活塞杆主要尺寸的确定 活塞杆长度由压缩机总体设计中，按级的配置、与活塞的连接方式、有无中体分隔室等确定。活塞杆直径主要根据最大活塞力与行程确定，见表5表4 活塞杆常用材料性能和处理方法材料屈服点s/MPa抗拉强度b/ MPa热处理方 法同填料接触部分表面硬度应用场合35钢45钢40Cr38CrMoAIA3Cr1342CrMo3153357358355409305305708859807351080表面淬火表面淬火表面淬火氮化表面淬火38-45HRC48-56HRC47-52HRC800-1100HV23-29HRC56-62HRC压缩空气或无腐蚀性气体压缩空气或无腐蚀性气体

43、压缩空气或无腐蚀性气体，有较高的硬度和疲劳强度有很高的硬度、耐磨性、疲劳强度和较高的耐腐蚀性能压缩腐蚀性气体有很高的硬度、耐磨性、疲劳强度四、十字头体设计1、 十字头体结构设计 十字头也称滑块，分为开式与闭式两类。所谓开式即十字头体为块状结构，连杆小头制成叉形并通过十字头销与十字头体相连接，因块体与销呈“十”字形，故而称为十字头。所谓闭式即十字头体呈筒状，连杆小头包容于其中，并通过十字头销与十字头体相连接。开式十字头主要用于大型立式压缩机，因其与活塞杆连接部位比较紧凑，一定程度上可减小压缩机高度，目前应用较少。图（15） 闭式整体十字头滑履无巴氏合金 图（16）闭式整体滑履巴式合金 1）闭式整

44、体十字头、滑履无巴氏合金 如图15所示，滑履与侧壁制成一体，材料为铸铁，利用铸铁的抗磨性，滑履直接与滑道相接触。其优点是结构简单，制造方便。缺点是滑道易磨损，滑履磨损后难修理（一般即报废）。适用小型压缩机。2）闭式整体十字头、滑履带巴氏合金 如图16所示，滑履带巴氏合金可改变滑道的耐磨性，延长滑道寿命。巴氏合金本身磨损后可以重新浇铸，易于修复。适用于中、大型压缩机。3) 闭式整体十字头、滑履带填充聚四氟乙烯 结构如图16, 滑履带填充聚四氟乙烯板可更好的改变滑道的耐磨性，延长滑道寿命，而且在少油时也不可能拉伤滑道，填充聚四氟乙烯板本身磨损后也可以重新修复。适用于中、小型压缩机。 4） 闭式十字

45、头滑履为组合结构 滑履在组合十字头中也称“托瓦”，不论十字头材料是铸铁还是铸钢，滑履均为铸铁铸制，并且表面浇有巴氏合金；滑履与十字头体的结合有平面与弧面两种。弧面可在车床上车制或镗成，制造比较简单。巴氏合金磨损后，在弧面中加垫片调整。平面结构制造略麻烦，由铣床或刨床切削而成，但巴氏合金磨损后可方便地加垫片调整。不仅平面加垫片比弧面方便，而且铸钢十字头体两侧壁在托瓦处可不相连，以减轻重量。组合滑履当巴氏合金磨损得不能再用垫片补偿时，可取下重新浇铸巴氏合金。适用于大型压缩机十字头结构。2、十字头体主要尺寸及材料1）十字头体各部位主要尺寸按活塞力大小确定（图17），并按表6由活塞力Fp的大小对应选择

46、。图（17）十字头体尺寸2）十字头体的材料常用铸铁、稀土球墨铸铁及铸钢，主要有HT200、XQT60-2、ZG270-500等。五、十字头销及定位1、 十字头销结构 十字头销结构主要有两种形式：一为光滑柱状、中空，两端置于十字头体的销座中，为滑动配合；一为锥形结构，与十字头销座中的锥孔相配合，在销座一侧用盖板压紧或吊紧。柱状十字头销只是加工方便，而不谋求像活塞销那样的浮动结构。实际运行中十字头销会因温升而固定在销座中，以免因间隙而产生（或加大）冲击。锥形结构两端的锥度一致，锥度应略大于自锁角，以便拆卸，但过大的锥度则易导致压板螺钉受不断的冲击负荷而疲劳断裂，并导致十字头销弹出机身。十字头销是否

47、做成中空的，可按对重量及其他方面（如导油等）的要求来决定。例如，当十字头滑板的润滑来自曲轴驱动的液压泵，通过曲轴、连杆、十字头销、十字头销座侧壁钻孔，最后到达滑板表面；或当润滑油由中体的滑道上方直接导至滑板，再通过侧壁钻孔导至十字头销内，然后润滑连杆小头。前者一般为中、小型压缩机使用，后者则为大型压缩机中应用。2、十字头销定位中、小型压缩机中，十字头销可以用在十字头体销座孔内加档圈定位，若因导油等需要或尺寸很大而无合适档圈等原因，则可用盖板定位。带锥面的十字头销应在大端用压板与螺钉压紧，或在小端用压板与螺钉吊紧。无论哪一种情况，螺纹都应进行在最大活塞力造成销轴向负荷下的疲劳强度计算，因螺钉损坏

48、而导致十字头销弹出的事故并不少见。3、十字头销尺寸及材料十字头销的直径d d=(2.8-3)压缩机常用的十字销走私推荐值见表7表7 常用十字头销直径活塞力/kN12355581216223245十字头销直径d/mm3540557080100120140170220十字头销材料及工艺要求见表8表8 十字头销材料及工艺要求材料热处理表面硬度表面粗糙度Ra/m20钢渗碳淬火55-62HRC08-0445钢渗碳淬火50-58HRC08-0420Cr渗碳淬火50-58HRC08-04第四部分 活塞组件一、概述活塞与气缸内壁及气缸盖构成容积可变的工作腔，并由电机驱动曲轴，通过连杆及活塞杆带动活塞，在气缸内

49、作往复运动，通过气缸内容积的变化实现气体的压缩。活塞主要根据其工作职能与形状来分类与命名。1、按工作职能分类1）单作用活塞 仅一端用于压缩气体。2）双作用活塞 两端都用于压缩气体。3）级差活塞 一端或两端用于压缩不同级次气体。2、按结构形状分类1）筒形活塞 活塞呈圆筒形，通过活塞销与连杆相连接，能承受连杆作用其上的侧向力，可用于单作用或级差压缩机。其特点是没有活塞杆。2) 盘形与鼓形活塞 活塞制成扁平实心的盘状或饼状，也可制成空心的两端为平面或锥面的鼓状，通过与活塞杆连接十字头体传递作用力，可用于双作用或级差式压缩机，也可作成单作用结构。活塞与气缸的密封形式采用活塞环密封，分有油润滑和无油润滑

50、两类，在合成氨企业所使用的压缩机中，这种结构的活塞被广泛采用。3) 柱状活塞 活塞呈细长形光圆杆结构，类似于柱状活塞，但它与气缸之间的间隙不是依靠活塞环密封，而是由置于气缸上的填料进行密封（类似活塞杆密封），或在微型压缩机中，依靠其与气缸的精密配合，并借助于润滑油进行密封。柱塞适用于单作用高压级或超高压级的气体压缩。二、盘形与鼓形活塞设计在有十字头的压缩机中，活塞制成盘形或鼓形，均由活塞杆带动。可用作单作用、双作用和级差式活塞。此种活塞的形状和尺寸，取决于气缸的尺寸和气阀在气缸上的位置，以及所压缩气体压力的高低。1、盘形活塞结构 此结构常见于现代的高转速短行程、气阀呈轴向配置的中、小型压缩机中

51、，因其直径小可做成实心结构。2、鼓形活塞结构 中、大型双作用压缩机中主要为鼓形活塞结构，当活塞直径较大，为了减轻重量，故制成中空结构；大直径时可设加强肋条，以增加端面的刚性。卧式压缩机的活塞上还应设有足够支承活塞重量的支承环，卧式无油润滑压缩机上的支承环，应采用专用材料，立式压缩机活塞上应设导向环。1）鼓形活塞结构形式a、整体铸造活塞 如图18所示， 中空的活塞上开有安放泥心与清内部型砂的工艺孔，为了加强较大直径活塞两端的刚性，可设置肋条。与活塞杆结合的毂部，在两端面间是整体的。b、焊接活塞 直径大于较大的低压级活塞，可采用焊接结构，如图19所示。焊接活塞的质量较铸铁减轻31%-40%。由于工

52、艺复杂，焊接应力难以完全消除，易疲劳破碎，故使用时宜慎重。 图（18）铸铁铸造鼓形活塞 图（19）焊接钢制鼓形活塞c、组合活塞 组合结构的铝制鼓形活塞如图20所示，它已广泛应用于中、大型压缩机中的低压段。而压缩机的高压段，尤其是气缸无油润滑的活塞，为方便活塞环和支承环（导向环）的安装，则采用钢制组合式活塞，如图21a、b、c。 图（20）低压段组合式鼓形活塞 图（21-a）6M32CO2压缩机五段组合活塞1-螺母 2-垫环 3-活塞上端盖 1-活塞上体 2-活塞底环 3-活塞隔环4-活塞体 5-活塞环 6-导向套 4-活塞环 5-活塞下体 6-支承环7-活塞下端盖 8-键 9-垫环 10-活塞杆 图（21-b）2D12循环机组合活塞 图（21-c）H12七段组合活塞1-活塞上体 2-支承环 3-活塞环 2-支承环 3-导向衬环 4-活塞环（）4-活塞隔环（） 5-活塞底环 5-活塞环（） 6-活塞隔环6-活塞隔环（） 7-活塞下体 7-活塞底环 2）活塞端面形状 取决于气缸盖的开关和气阀在气缸上配置的方式。例如气阀在气缸盖上呈倾斜配置，活塞的端面便相应地呈锥面的形状（见