往复压缩机螺栓断裂与疲劳寿命分析
往复压缩机活塞环及缸套断裂分析
一、引言华鲁恒升在ＣＯ深冷工艺中，将来自氢气汽提塔顶的闪蒸汽在换热器中加热后，送至闪蒸汽压缩机，被压缩到５.２５ＭＰａ后，与富氢气混合，再一起送至下游甲醇合成，其甲醇合成的能力是１００万ｔ／ａ。
闪蒸气压缩机是两列两级对动平衡型，其型号为２Ｄ３２－２１／１１.８－５２.５。
在２０１８年１０月，在厂家人员现场指导下，空负荷和负荷试车结束后，投入生产。
闪蒸气压缩机的性能参数如表１。
２Ｄ３２－２１／１１.８－５２.５型闪蒸气压缩机在２０１８年１０月安装调试试车时，因为是空气负荷试车且试车时间较短８ｈ，因此并未显示出明显异常。
但在正式投入工艺气负荷试车后，闪蒸气压缩机在短短数月内，活塞环、支撑环异常磨损严重，２０１９年全年共检修６次，平均每２月检修一次。
公司组织部门在压缩机停车后进行检修，相继对活塞环检查开口间隙、支撑环比压、工艺介质分析后，均符合设计要求。
且２０１９年对活塞环材质升级，效果均不佳，如表２。
某次压缩机正常运行中，机身振值陡然上升，从平时的２.３ｍｍ／ｓ上升到１２.４ｍｍ／ｓ，超过机身振动变送器的停车值４ｍｍ／ｓ，引起连锁跳车，见图１。
现场检查气缸支座和地脚螺栓并未发现松动处，缓慢盘车也未发现连杆螺母及大小瓦处有异常声响和松动处。
联系仪表对振动变送器检查并无异常。
通入氮气准备负荷试车，逐步关闭二回一气路加压时，发现气管线路有异常气流脉动，噪声很大，和过往几次开车截然不同。
ＤＣＳ系统机身振值显示７.９ｍｍ／ｓ，再次跳车。
再次通入氮气，往复机打回流中，用便携式测振仪测机身振动点显示为３.８ｍｍ／ｓ，随后对压缩机检查，拆二段气缸发现缸套台阶处断裂。
联系厂家后，气缸返回厂家将目前的活动缸套更改为固定缸套，目前安全运行３个月，运行平稳。
二、缸套断裂原因分析对缸套材质进行材质分析，一种合金铸铁，材质为ＪＴ２５－４７Ｄ，是在铸铁基础上增加其他元素，起到比单灰铸铁更好的耐磨、强度效果。
Ｎｉ含量为０.６５％，Ｃｕ含量为０.６％，Ｍｎ含量为０.５６％，Ｃｒ含量为０.２９％，Ｍｏ含量为为０.２４％，结合灰铸铁成分判断应该不是材质的问题。
超高压压缩机气缸联结螺栓疲劳寿命预测
从螺栓断口宏观分析及微观金相分析可确定, 该螺栓系因长期服役,在交变循环载荷作用下发生 的低应力高周疲劳断裂，螺栓承受的是高载荷拉拉疲劳应力,其疲劳辉纹由塑性撕裂峰组成$
2螺栓疲劳寿命预测方法分析 2.1 名义应力应变法
名义应力应变法理论认为，对于相同材料制 成的任意构件,只要应力集中系数相同,载荷谱相 同,则疲劳寿命相同$由于名义应力应变法以构件 的名义应力和应力集中系数为 参 考 系数 , 因 此 应 用该法估算构件的疲劳寿命时，首先需要找到应 力集中部位的等效应力最大点 , 即 确定构 件 中 的 疲劳危险部位，求出危险部位的名义应力和应力 集中系数，再根据结构的载荷谱求出该部位的名 义应力谱,最后根据材料的S-N曲线,应用疲劳 累积损伤理论,计算出危险部位的疲劳寿命$名义 应力应变法原理简单,理论成熟,工程应用广泛, 但其基本假设与疲劳机理不符$相关试验表明,金 属材料的疲劳是疲劳源附近材料反复塑性变形的 结果，名义应力应变法未考虑缺口根部局部塑性
Abstract: During the production phase of ethylene unit in a petrochemical company,a high strength
coupling bolt on the secondary cylinder of ultra-high pressure compressor fractured. It was determined that the coupling bolt fracture was caused by the fatigue fracture of the bolt under the action oflong-term highfrequency cyclic loading, on the basis of macro morphology analysis and micro metallographic image of the fractured coupling bolt. The modified local stress —strain method was used to predict the fatigue life of the remaining bolts. The nonlinear contact analysis of two-dimensional model ofbolted structure was carried out based on ABAQUS. The results show that there is an obvious stress concentration near the bottom fillet ofthe first tooth root. The total strain life curve equation of bolt material was obtained by fatigue experiments. Accordingto the results ofnumerical simulation and fatigue experiment, the fatigue life ofthe remaining bolts is predicted to be 21.3 years.
往复式压缩机气缸多轴应变疲劳有限元分析
往复式压缩机气缸多轴应变疲劳【摘 要】考依据。
【关键词】一、前言参考。
）分析模型。
该模型含有1/4气缸体、气阀、压阀罩、阀孔盖板及压紧螺栓，由三维实体有限单元表示，单元网格边长小至0.2mm（见图3），圆角半径值严格按照气缸几何模型中的值进行模拟（在FEA模型中还使用了另一增大的圆角半径值来研究其影响）。
节点（平均）应力和单元（非平均）应力之差小于5%验证了有限元细化网格的有效性。
图2 1/4气缸有限元分析模型图3 气缸阀腔底部圆角局部应力集中区域的有限元网格细化2.载荷和边界条件FEA分析模型上的载荷包括了气阀两侧的气体通道压力，工作压力和气阀盖板压紧螺栓的预紧力（预紧应力和相应的螺栓有效拉伸面积相乘）。
在边界条件设置上，对有限元模型中3个相互垂直的边界面分别用对称平面约束条件，并同时选取固定节点以防止模型在3个坐标方向上的刚性移动。
3.材料特性气缸材料为双线性类型并服从V on Mises屈服准则。
4.有限元应力分析结果通过对阀腔底部圆角半径(r)和盖板压紧螺栓预紧力（F pre）的不同值进行组合可以建立不同的有限元分析模型，一般分为两步进行运算。
其中，第一步是计算气缸在盖板压紧螺栓预紧力作用下的应力，以及每个压紧螺栓的拉伸位移量。
第二步是使用压紧螺栓的拉伸位移量作为约束载荷，并考虑气阀两侧气体压力（高/低和高/高）的工况载荷，计算气缸应力分布，特别是在阀腔底部圆角区域的局部集中应力分布。
图4~图7 显示了在阀腔底部圆角半径r为0.381mm，螺栓预紧载荷为310.2 MPa时的气缸应力和变形计算结果。
图4 气缸的VonMises应力分布图5 气缸发生的变形图6 气缸在气阀两侧气体合力（高/低）作用下产生的V onMi s e应力分布图7 气缸在气阀两侧气体合力（高/低）作用下发生的变形三、多轴应变疲劳分析疲劳失效是机械部件承受交变循环载荷时主要失效形式之一，通常使用应力－寿命法或应变－寿命法进行分析。
螺栓疲劳寿命计算
螺栓疲劳寿命计算螺栓作为工程中广泛应用的一种连接件，其疲劳寿命的计算在工程设计和应用中具有重要意义。
疲劳寿命是指螺栓在反复加载和卸载过程中，直至发生断裂的时间。
为了保证工程安全，了解和掌握螺栓的疲劳寿命至关重要。
本文将介绍螺栓疲劳寿命的计算方法及其影响因素，并提出一些提高螺栓疲劳寿命的措施。
一、螺栓疲劳寿命的影响因素1.应力集中：应力集中是导致螺栓疲劳寿命缩短的主要原因之一。
在螺栓的尾部、螺纹根部等部位，应力集中现象较为严重，容易产生疲劳损伤。
2.载荷频率：载荷频率对螺栓的疲劳寿命有显著影响。
在高频载荷下，螺栓的疲劳寿命较短。
3.载荷幅度：载荷幅度越大，螺栓的疲劳寿命越短。
当载荷幅度超过一定值时，螺栓容易发生断裂。
4.环境因素：环境中的温度、湿度、腐蚀性气体等都会影响螺栓的疲劳寿命。
5.螺栓材料和几何参数：材料强度、硬度、韧性以及几何参数（如直径、长度、螺纹等）都会影响螺栓的疲劳寿命。
二、螺栓疲劳寿命计算方法目前，常用的螺栓疲劳寿命计算方法有基于名义应力的方法、基于局部应力的方法、基于断裂力学的方法等。
具体计算公式如下：1.基于名义应力的方法：= σ√(πD)其中，N为疲劳寿命，σ为应力幅值，D为螺栓直径。
2.基于局部应力的方法：= σ√(πd)其中，N为疲劳寿命，σ为应力幅值，d为应力集中系数。
3.基于断裂力学的方法：= √(πσ^2(Kσ)^3)其中，N为疲劳寿命，σ为应力幅值，Kσ为应力集中系数。
三、提高螺栓疲劳寿命的措施1.合理设计：优化螺栓的结构和几何参数，降低应力集中效应，提高材料的疲劳性能。
2.选用优质材料：选用高强度、高韧性、高耐磨性的材料，提高螺栓的疲劳寿命。
3.表面处理：采用喷涂、镀层等表面处理方法，提高螺栓的耐磨性和抗腐蚀性。
4.合理安装：避免螺栓在安装过程中受到冲击和扭曲等不良影响。
5.定期检查与维护：对使用中的螺栓进行定期检查，发现疲劳损伤及时更换，确保工程安全。
总之，了解螺栓疲劳寿命的计算方法及影响因素，采取相应的措施提高其疲劳寿命，对保障工程安全具有重要意义。
机械连接件的疲劳断裂分析与寿命预测
机械连接件的疲劳断裂分析与寿命预测机械连接件作为机械装配中的重要组成部分，承担着连接与传递载荷的重要功能。
然而，随着工作时间的延长和复杂载荷条件的作用，连接件经常会遭受疲劳断裂的威胁。
因此，对于机械连接件的疲劳断裂分析与寿命预测具有重要的工程意义。
一、疲劳断裂分析疲劳断裂是指在交变载荷作用下，材料或零件由于反复循环的应力或应变引起的断裂现象。
对于机械连接件来说，疲劳断裂往往发生在应力集中的位置，如螺纹孔及焊缝等。
针对疲劳断裂问题，可以通过有限元分析等方法进行研究。
有限元分析能够模拟实际工作条件下的应力分布情况，从而较为准确地预测连接件的疲劳寿命。
二、疲劳寿命预测根据疲劳破坏的特点和机械连接件的工作环境，可以采用多种方法进行疲劳寿命预测。
其中，应力振幅法是一种常用的方法。
该方法基于线性弹性断裂力学理论，通过对应力振幅和寿命之间的关系进行分析，可以预测连接件的疲劳寿命。
此外，还可以采用马修斯公式、伺服弹簧试验等方法进行疲劳寿命预测。
三、影响因素分析疲劳断裂与多个因素密切相关，如应力水平、载荷频率、材料性能等。
应力水平是疲劳断裂的主要影响因素之一，过高的应力水平会加速连接件的疲劳破坏。
载荷频率也会对连接件的疲劳寿命产生影响，较高的载荷频率会减少连接件的疲劳寿命。
此外，材料性能也是影响疲劳寿命的重要因素，高强度材料具有更好的抗疲劳性能。
四、改进措施为了提高机械连接件的疲劳寿命，可以采取一些改进措施。
首先，应合理选择材料，选择具有较高强度和较好耐疲劳性能的材料。
其次，对于应力集中的位置，可以进行一定的强化处理，如进行表面处理或采用滚动连接等方式。
此外，合理设计连接件的几何形状和尺寸也可以减轻应力集中现象，从而延长连接件的使用寿命。
五、结论机械连接件的疲劳断裂分析与寿命预测对于确保机械装配的安全可靠具有重要意义。
通过研究各种影响因素，加强对连接件内部应力分析的理解，可以准确预测连接件的疲劳寿命。
在实际工程中，应根据实际条件进行疲劳寿命预测，并采取相应的改进措施，以提高机械连接件的使用寿命和可靠性。
机械工程中的断裂力学与疲劳寿命研究
机械工程中的断裂力学与疲劳寿命研究引言：机械工程是研究材料力学及其应用原理的一门学科，其在现代工业生产中发挥着重要的作用。
在机械零件的设计与制造中，断裂力学与疲劳寿命研究的应用十分关键。
本文将探讨断裂力学、疲劳寿命以及其在机械工程中的重要性和应用。
一、断裂力学断裂力学是研究材料在外力作用下发生破裂的力学学科。
在机械工程中，我们经常需要对材料或零件进行断裂强度分析，以确保其可靠性和安全性。
断裂力学主要考虑以下因素：应力集中、裂纹尖端、裂纹扩展速率等。
1. 断裂强度断裂强度是材料抵抗断裂的能力，通常用抗拉强度或弯曲强度来表示。
材料的抗拉强度是指在拉伸试验中抗拉断的最大应力值。
断裂强度是机械设计中重要的参数，它决定了零件的可靠性和安全性。
2. 应力集中应力集中是机械零件中常见的现象，当外力作用于零件上时，由于部分区域的几何形状和应力分布不均匀，会导致应力集中现象。
这种集中的应力容易引起裂纹的产生和扩展，从而影响零件的断裂强度。
3. 裂纹尖端裂纹尖端的形态和尖端应力场是断裂力学研究的重要内容之一。
裂纹尖端的尖锐程度决定了应力集中程度和应力分布，尖端应力场会影响裂纹的扩展速率和路径。
4. 裂纹扩展速率裂纹扩展速率是指裂纹边缘的扩展速度，它与裂纹尺寸、载荷大小和材料性能等因素相关。
了解裂纹扩展速率能够预测材料在外力作用下的寿命，并采取相应的措施延长其使用寿命。
二、疲劳寿命研究疲劳寿命是指材料或零件在交变载荷作用下发生破坏之前所经历的循环次数。
疲劳破坏是机械工程中的常见问题，尤其在高强度、高负荷条件下更容易发生。
了解疲劳寿命并提高零件的疲劳寿命对于机械工程的可靠性和耐久性至关重要。
1. 疲劳振动应力疲劳破坏与材料在交变载荷下产生的振动应力有关。
在机械工程中，我们需要通过疲劳试验和有限元分析等方法来研究疲劳振动应力，以便预测零件的疲劳寿命和设计合理的结构。
2. S-N曲线S-N曲线是描述材料疲劳寿命的重要工具。
螺栓断裂分析报告
螺栓断裂分析报告一、引言螺栓是一种常见的连接元件，在机械设备和结构工程中得到广泛应用。
然而，螺栓在使用中可能会发生断裂，给机械设备和结构的安全运行带来隐患。
本报告旨在对螺栓断裂进行分析，并提供解决方案，以确保设备和结构的安全性。
二、螺栓断裂原因分析1.质量问题：螺栓断裂可能是由于螺栓本身存在质量问题所致，如材料强度不符合标准、制造工艺不良等。
为此，应关注螺栓的采购渠道和制造工艺，并严格按照相关标准进行选择和检测。
3.腐蚀问题：腐蚀是导致螺栓断裂的常见原因之一、在潮湿、酸性或碱性环境中，螺栓易受到腐蚀，使其材料的强度降低。
因此，在腐蚀环境中应选择抗腐蚀性能良好的螺栓材料，并进行定期维护保养。
4.紧固力不均匀：不正确的紧固力分布可能导致螺栓在负载过程中承受不均匀的力，从而引发断裂。
在安装过程中，应根据设备或结构的要求，采用正确的紧固力分布方案，并进行定期检查和调整。
三、螺栓断裂的解决方案1.优化选材：根据设备或结构的负荷、工作环境等要求，选择合适的螺栓材料。
关注材料的强度、韧性、抗腐蚀性等指标，并遵循标准进行选材。
2.合理设计螺栓连接：根据实际负荷情况和工作要求，合理选用螺栓的规格、数量和布置方式，并确保紧固力的均匀分布。
在设计过程中，可以借助有限元分析等工具来验证螺栓连接的安全性。
3.定期检查和维护：对于暴露在恶劣环境中的螺栓，应定期进行检查和维护，特别是针对腐蚀环境。
清洁螺栓表面，涂覆抗腐蚀涂层，必要时更换受损螺栓，以延长其使用寿命。
4.强化管理和培训：通过建立规范的螺栓管理制度和培训机制，提高操作人员的专业水平，加强螺栓使用和维护的知识宣传，以减少螺栓断裂的发生。
四、结论螺栓断裂是机械设备和结构工程中常见的问题，但可以通过合理选材、优化设计、定期维护和加强管理来减少其发生。
对于已经断裂的螺栓，应及时进行更换，并对其断裂原因进行调查分析，以避免类似问题再次发生。
通过以上措施的综合应用，能够提高螺栓连接的安全性和可靠性，保证设备和结构的正常运行。
往复式压缩机活塞杆断裂分析
往复式压缩机活塞杆断裂分析摘要：通过分析往复式压缩机活塞杆断裂原因，找出防止活塞杆断裂的措施。
关键词：往复惯性力；疲劳强度；水击在各类压缩机中，往复式压缩机在各行业应用比较广泛，尤其在化工行业的老企业中。
在压缩机的使用中往往都出现过活塞杆突然断裂的设备事故。
如发现及时损失不大，如不及时则会给企业造成严重损失：轻则撞坏气缸盖；重则撞坏十字头、连杆、曲轴，甚至造成停产。
本文通过对断裂原因的分析，提出相应的预防措施，以避免或减少活塞杆断裂的发生。
1设备简介我公司低压机设备型号为6M40-394/24-BX型往复式半水煤气压缩机，该机组曲轴转速为333r/min，活塞杆的直径为100mm，材质为42CrMoE合金钢。
在运行期间，二段活塞杆因在检修、检查过程中发现活塞杆直径磨损超标（标准：磨损量≥0.30mm）而更换。
2活塞杆断裂具体分析从现场断裂裂纹情况分析，断口的部分横截面已经被断裂活塞杆的另一端撞击，研磨光滑，但从断口变形情况和断口表面研磨的情况可以推测，活塞杆属于疲劳断裂。
如果是正拉断形式断裂，在断口的周围将产生明显的缩颈现象，如果是扭断或是扭转疲劳，那么断口应该与轴线呈现出45度的扭断，最后断区有明显变形，产生脆性断裂。
但从现场看，断裂面比较平整，没有缩颈和45度的扭断现象，说明活塞杆断裂不是被拉断和扭断的，可能是疲劳引起的断裂。
因为在大载荷作用下，无论是扭断、还是拉断均将导致断口周围发生明显的变形，只有疲劳断口才不会有明显的变形，而实际断裂活塞杆的断口恰好属于这种情况。
活塞杆断口表面局部可见因裂纹扩展的不连续性而造成的众多细小台阶(即河流花样，河流花样的上游即指向裂纹源)。
从断口取样放大的图可以看出，裂纹源位于活塞杆表面螺纹的根部,并由表面向内扩展。
根据断口表面比较平整且塑性变形痕迹比较少等特点，可以判断裂纹是以比较缓慢的速度扩展，结合活塞杆交变的工作应力状态，活塞杆的断裂属于疲劳断裂。
另根据断裂活塞杆的断裂面与活塞杆轴线约呈45°角，断裂裂纹在活塞杆表面螺纹根部形成，并沿径向向活塞杆中心扩展，最终瞬断区在活塞杆心部,显示出活塞杆呈现明显的疲劳断裂特征。
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等级
故障检测难易程度
评分 ( C)
1 需用专门测试仪器进行精密诊断或离线试验
3~ 4
2 需用通用设备进行进行简易诊断或在线试验
2
3 由人的感官感知
1
表 5 危险性等级分数分级 ( D)
故障等级 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ
分数值 1~ 5 6 ~ 20
21 ~ 25 26 ~ 40
维修方式 事后维修 状态维修 定期维修 改进维修
( 上接第 24页 ) 螺栓材料会出现循环松弛, 引起螺栓伸长, 预紧力下降。
( 4) 降低机组振动。由于机组振动, 易引起联 接螺栓疲劳, 缩短 螺栓寿命。因 此应稳定工艺 操 作, 减小机组振动, 可有效提高螺栓寿命。
( 5) 提高螺栓材料的疲劳性能。 ( 6) 保证螺栓的材料, 改善加工和制造工艺。
从故障模式及影响分析数据 统计来看, 潜在 故障模式分为七类, 故障产生的原因 29项, 其中采 用预防维修 25 项 ( 定 期 维修 2 项, 状 态 维修 22 项 ) , 事后维修 3项, 改进维修 2 项。通过以上数 据分析可看出现行的设备管理模式: 监测为先、预 防为主, 主动维护、及时检修的预防性维修策略基 本符合生产需求。
型号 级数
一级
2H25B38S 二级
气体成分
排气量 ( Km 3 / h, 标准 ) 吸气压力 /M Pa 排气压力 /M Pa 吸气温度 /e 排气温度 /e 活塞质量 /kg 压缩比
转速 / ( r# m in- 1 ) 功率 / kW
93146% H 2, 31 75% CH 4
451 536 51 29 91 74 40 100 305 11 825 426 2 379
故障严 等级
重程度 1 设备事故
评分
( E) 9~ 10 不可修复
修复情况
2 严重故障 6~ 8 不能立即修复且修复时间较长
3 中等故障 4~ 5 可修复但需一点时间且利用停机可修复
4 轻微故障 2~ 3 通过改变设备运行方式或利用停机可修复
5 设备异常 [ 2 通过改变设备运行方式可修复
表 4 故障可检测难易程度分类 ( C)
4 预紧力对螺栓疲劳寿命的影响 [ 2]
曲轴箱体、中体 法兰、螺 栓联 接结 构在 工作 载荷加栽 (开机前 )前给螺栓施加的预紧应力为 Rp = 13618 M Pa。虽然 螺 纹 紧 固 件 是 普 通 的 零 件, 但形状复 杂, 螺旋副 的接 触和润 滑状态 更是 难于预测和控制, 由于螺纹几何参数、表面质量、 润滑状态等的可变性, 导致了预紧力的离散性, 即每个螺栓 所受的 预紧力 是不 一样 的。图 8为 在不同的预紧力下, 螺栓预紧力与寿命的关系 曲线。
但是 FM EA 的实施是一 个持续改进的 过程, 在对某一个故障类型采取相应的纠正预防措施以 后, 需要重新评价 故障的发生频 率、严重性、可检 测性指标, 计算新的危险优先数, 看新的危险优先 数是否在可接受的 范围类, 并决定是 否采取进一 步的纠正预防措施, 如此循环直到危 险优先数在 可接受的范围内。
( 3) 在压缩机运行过程中, 由于螺栓材质 25C r2M oV 钢存在循环软化现象, 在疲劳载荷作用下,
(下转第 44页 )
44
n 石油化工安全技术 n
2006年第 22卷第 6期
关于故 障发生 频率 ( 表 2)、故障 严重度 ( 表 3) 、故障可检测难易程度 ( 表 4) 、故障等级 ( 表 5) 的判别准则分别如下:
图 3 螺纹牙轴向载荷分布不均匀
( 3) 由于螺栓杆上轴向力分布的不均匀性, 第 一个工作圈牙根以及一些特殊部位牙根凹槽处所 受的过载载荷往往超过其材料的弹 性极限, 该 处
3 螺栓受力分析
压缩机在工作中, 由于曲柄转角 A的不断变 化, 十字头滑块承受的综合活塞力 E P1、滑板对滑 块的支反力 N 1、连杆力 P t1呈周期性变化, 使得中 体联接螺栓承受着交变载荷的作用。图 5 为一段 缸侧总体构造受力示意。
GB10 2补 充氢 气压 缩 机是 芳 烃 厂加 氢 裂 化 装 置的关键设备, 其安全运行直接 影响整个加氢 裂 化装置。 GB102为德 国 KSB 公司 1980 年制造, 1989年 9月安装投用, 为两缸二级双作用对动型, 主要性能参数如表 1。
表 1 G B- 102A /B 氢气压缩机技术参数
931 46% H2, 31 75% CH 4
451 536 91 63 151 82 60 120 138 11 660
该机组自 1995年 2月起, 曲轴箱体与中体连 接螺栓多次发生疲劳断裂事故, 平均每 2~ 3 个月
就会出现一次螺栓 断裂, 该机组螺 栓的频繁断裂 严重 制 约 着 装 置 的 高 负 荷 生 产 ( GB102A /B 自 1997年装置扩能改造后改为双机运行 ) , 每次检修 需 4天, 直接经济损失 60多万元, 并且生产介质氢 气易燃 易爆。一 旦由 于螺 栓断 裂而 导致机 器损 坏、气缸泄漏, 将可能引发 燃烧爆炸事故, 是安全 生产的极大隐患。 2 螺栓断裂原因分析 211 螺栓断口截面分析 [ 1]
23
212 螺栓力学性能分析
( 1) 图 2为采用数值计算法和近似计算法 描
绘了螺纹连接结构牙根的应力分布, 表达式为:
Ry (x, 0)
=
a21 R ktQ x +
a1
+
( k1 - a1 ) R
当 x = 0 时, Ry ( 0, 0) = kt R, 可见牙根处应 力
峰值 Rmax = kt R, , 应力集中系数 kt 取决于螺纹 牙 形, 有的螺栓 kt 高达 7~ 8。由此可见螺纹连接件
设备管理是建立 在管理预防 /状态 性维护基 础之上的, 准确的数据存储与计算 工作是预测性 维护的前提。根据数据资料持续改进设备的各项 指标, 从技术角度上将这些数据互 相有效的集成 到设备维护管理系统中去。
2结 语
FMEA 在设备维护管理中是一种非常有效的 工具。它是在对系统中固有的或潜在的可能性与 后果进行科学分析的基础上, 给出风险排序, 找出 薄弱环节。通过对设 备进行 FMEA 分析 时, 可系 统的了解设备的设 计制造缺陷、构 造功能和潜在 的故障模式。可帮助 企业管理者评估 设备更新、 审查设计、失效 分析、员工 培训计划, 制定和实施 合理的设备维修管理方案, 提高设备的本质安全, 从而避免设备的无计划停运。
由图 8可以看出: 预紧力小则螺栓寿命短; 预 紧力大则寿命长。当预紧力 Rp = 16212 MP a时, 为螺栓峰值寿命区。因此对螺栓预紧力适当提高 至 Rp = 16212 M Pa附近, 可延长螺栓使用寿命。
图 9 螺栓连接件变形分析
另外, 由螺栓连接件变形分析图 ( 图 9) 可以看 出, 对于同一工作载荷 F, 对于较小的预紧力 Rp 1 < Rp2则有应力变化幅值 $R1 > $R2, 预紧力越小, 则 应力变化幅值越大, 寿命越短; 对于较大的预紧力 Rp3 < Rp 4, 此时应力波动 $R3 = $R4。由于影响疲 劳寿命主要因素为 $R, 因此其寿命偏差较小。又 由于 $R3 = $R4 < $R2 < $R1, 所以高预紧力 ( Rp3, Rp4 ) 情况下的螺栓寿命要长于低预紧力 ( Rp 1, Rp 2 ) 情况下的螺栓寿命。
5 延长螺栓疲劳寿命的措施 [ 3]
( 1)保证螺栓工作环境不要太湿, 杜绝螺栓长 时间在湿环境中。
( 2)在安装螺栓的时候, 一定要严格按照螺栓 的紧固顺序, 把各个螺栓紧固到位, 保证应有的预 紧力。根据预紧力施加要 求, 可以 大到螺栓材料 屈服强度的 50 % 以上, 根据螺栓预紧力与寿命的 关系曲线, 当预紧力达到 16212 M Pa时 (预紧力矩 达到 1 960 N# m 以上 ), 寿命可达到最大值。
表 2 故障发生频率分类 ( L )
等级
1 2 3 4 5
故障发生程度
很高: 经常发生, 每周都可能发生 高: 经常发生, 每月都发生
中: 偶尔发生, 每季度可能发生 低: 很少发生, 每年可能发生 很低: 几乎不可能发生
评分 ( L ) 4- 5 3- 4 2- 3 1 01 5
表 3 故障严重度分析 ( E )
GB - 102A /B 中 体 连 接 螺 栓 材 质 为 25C r2M oV, 规格为 M 48 @ 300, 数量 12颗。现场螺 栓的断裂一般发生在连接部位的上、下端, 断口多 发生在螺栓 第一牙根处。从螺栓的断口 看出: 断 口基本是正断的, 断面平坦; 面对曲轴箱 观察, 启 裂点位于左方稍偏 下, 裂纹为自左 下向正右方扩 展。螺栓断口截面如图 1。
力分析简图, A 点为 曲轴箱与中体 法兰连接部位 (固支结构 ), B 点可看作简支结构。
则由于支反力 N 1 的作用在 A 点产生的弯矩
M 为:
M
=
N
1a
-
N
1
a2
(
3L 2L 2
a)N1
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n 石油化工安全技术 n
2006年第 22卷第 6期
图 6 中体受力分析
在 弯矩 M 的 作用 下, 螺栓 受 力分 布 如图 7 所示。
的断裂主要起源于牙齿的根部, 这与现场实际 情
况相符合。
材料发生塑性屈服, 在交变载荷作用下, 产生疲劳 裂纹, 继而引发断裂。如图 4所示, 从力学分析的 角度看, 螺纹连接的第一圈是螺纹 连接疲劳断裂 的根源所在。
图 4 螺栓牙根应力
图 2 沿径向应力分 布
( 2) 螺纹牙上存在载荷分布不均匀现象。螺 栓在工作状态下所受总拉力一般都是通过螺纹牙 面相接触来传递的。连接件受载时, 螺栓受拉, 外 螺纹螺距变大; 螺母受压, 内螺纹螺距变小。螺纹 螺距变化差以旋合的第一圈处为最 大, 以后各 圈 递减。据相关实验证明约有 1 /3载荷集中在第一 圈上 (从近一年来螺栓的断裂截面情况看, 断裂位 置大多发生在螺栓螺纹第一圈处 ) , 前三牙承担了 全部载荷的 70% , 第八圈以后牙齿几乎不承受载 荷, 如图 3所示。