摘要通過對同一臺壓縮機的三起十字頭銷斷裂故障，從機組本身的設計，壓縮機的安裝及操作引數的變化等方面加以分析，給出應付措施,並且總結出經驗教訓。
關鍵詞：十字頭銷斷裂故障原因分析應付措施經驗教訓
1 概述
煉油廠聯合二的新氫壓縮機c101a由美國dresser－rand公司生產,該機的主要技術引數：
壓縮機型號：3hhe－vl－3，。
結構型式：臥式，三列對置型，**壓縮。
軸功率約為：3700kw，排氣壓力：19.9 mpa
排氣量：吸入狀態，27m3/min
標準狀態：37000 m3/h
活塞力：額定狀況，65噸
最大允許，80噸
其它引數見下表-0:
表-0機組自2023年底投用至今，執行狀況並不令人滿意，先後三次在**十字頭銷部位出現比較大的故障。
2 故障簡況
第一次故障:發生在2023年7月23日,**缸十字頭銷斷裂,連桿小頭瓦燒損,連桿體變形。累計執行119天。
第二次故障：發生於2023年5月19日，由於渣油的配套裝置製氫晃電聯鎖，當時c101a一級入口壓力由正常的2.2 mpa下降至0.
7 mpa,而**排氣壓力無變化,仍為18 mpa，造成**十字頭銷斷裂，連桿小頭瓦燒損，與滑道接觸的滑板表面已磨掉一小塊合金屬。累計執行206天。
第三次故障：發生於2023年7月17日，**缸十字頭銷的防轉銷斷裂，連桿小頭瓦燒損，並且與連桿小頭剝離，十字頭與十字頭銷接觸的表面磨損。累計執行26天。
3 原因分析
三次故障發生於同一台機的相同部位，是否該機組本身存在一定的問題，因此有必要從機組本身的設計，壓縮機的安裝及操作引數的變化等方面加以分析。
3.1 機組本身的設計核算
3.1.1 十字頭銷的直徑
ｃ１０**十字頭銷是圓柱形結構，其具體結構與尺寸大小見圖－１。
圖-1 按設計條件,該機組**活塞力的設計值為80噸,十字頭銷的直徑可以由下式算出：d=(2.8~3.0)×p１/２
25.0~26.8 cm
實際上該機**十字頭銷直徑為20.3 cm,偏小。
3.1.2 **連桿小頭瓦寬
按一般設計，連桿小頭瓦寬度應為：b=(1.0~1.4) ×d
式中：d為十字頭銷直徑,為20.3 cm
b為連桿小頭瓦寬度,**為24 cm
算出b=1.18d,符合常規設計。
3.1.3 小頭瓦與十字頭銷磨擦付的比壓
小頭瓦與十字頭銷磨擦付的比壓：q=p／(d×b)
式中：p為氣缸活塞力，n
d為十字頭銷直徑,為203mm
b為連桿小頭瓦寬度,為240mm
按額定工作狀態，活塞力65噸計算：
q=p／(d×b)＝650000/(203×240)
13.3mpa
按最大允許值，活塞力80噸計算：
q=p／(d×b)＝800000/(203×240)
16.4mpa
小頭瓦的材料為鉛青銅,該材料的允許最大工作比壓為[q]=15mpa,工作溫度不大於260～280℃。
從設計引數看，**小頭瓦的比壓已經在允許值的上限。
3.1.4 十字頭銷疲勞強度校核
十字頭銷材料:42crmo
強度極限：δb=900,疲勞強度：δ-1=250mpa
最大彎曲應力：δmax=16d×p/[πd4-d40)] l/2-b/4)
其中：十字頭銷外徑d=203mm
最大活塞力p=800000n
最小活塞力p=340000n
十字頭銷內孔徑d0=76mm
十字頭銷座中心距l=316mm
小頭瓦寬度b=240mm
δmax=16×203×800000/[3.14×(2034-764)] 316/2-240/4)
48.7 mpa
δmin=16×203×340000/[3.14×(2034-764)] 316/2-240/4)
20.7 mpa
應力幅：δa=（δmax-δmin）/2=34.7 mpa
平均應力：δm=（δmax+δmin）/2=14 mpa
小頭瓦過熱，十字頭銷按表面無強化計算：
安全係數η0=δ-1/(δak0/ε+mψ0)
其中：δ-1=250mpa
應力集中係數：k0=2.15
尺寸影響係數：ε=0.54
材料係數：ψ0=0.15
一般要求許用安全係數[η0]=1.8~2.5,安全係數偏於下限。
從上面分析可以知道,該機**十字頭銷直徑偏小，**小頭瓦與十字頭銷磨擦付的比壓在允許值的上限，十字頭銷的安全係數偏於下限。
3.2 操作引數變化的影響
3.2.1 第一次故障當月各級壓力引數變化見表-1
表-1(表-1由每天隨機抽取6點操作引數記錄生成)
原因分析：從表-1中看出,c101a在當月各級壓力（或壓縮比）基本控制在設定的範圍內，只不過7月20日至22日,各級壓力遠低於正常時的壓力，這是因為20－22日為製氫裝置停汽搶修，導致渣油裝置不得不引壓力約為1.2mpa的系統氫氣保壓打迴圈。
事後委託廠家對斷裂的十字頭銷取樣分析，發現十字頭銷斷面正好是在它中間的徑向油孔通道截斷，斷面區域表面呈現淡籃色，著色發現存在許多裂紋，並且在十字頭銷外表面的同一方向存在不同程度的磨損。我們認為可能是由於十字頭銷徑向油孔通道堵，引起十字頭銷因缺油而潤滑不良，從而導致十字頭銷區域性受熱, 當材質為42crmo的十字頭銷溫度達到417℃左右時，表面呈淡籃色，在交變應力的作用之下，容易產生熱裂紋，隨著運轉時間的增長，裂紋進一步擴充套件，從而導致十字頭銷的疲勞斷裂。斷面及其裂紋分布情況見圖－２。
圖-23．2 第二次故障的當月各級壓力引數變化見表-2：
表-2(表-2由每天隨機抽取6點操作引數記錄生成)
原因分析：從上表可以看出,5月1日到18日,c101a各級壓力基本維持在允許的範圍之內,但在5月19日11:08,各級壓力遠低於規定值,一、二、**入口壓力分別為0.
7、1.67、5.55，出口壓力分別為1.
77、5.65、17.9，各級壓縮比都超出範圍。
這是因為當時製氫裝置發生瞬時晃電而導致供氫中斷，至於**出口壓力不變，那是因為**出口單向閥倒竄嚴重引起。事後委託合肥通用機械研究所對這次故障進行分析，著重對活塞力,**小頭瓦比壓及其排氣溫度等進行計算,計算結果見表-3：
表-3 從表-3計算結果看出，吸氣壓力由2.2mpa突然降低到0.7mpa，根據熱力學計算,**活塞力,小頭瓦比壓以及**排氣溫度都超出了允許的範圍,特別**排氣溫度更是高達209℃,高溫會使由填充聚四氟乙烯製造的**活塞環大幅度膨脹(該材料的線膨脹係數是鋼的8~10倍),對氣缸壁產生很大壓力,從而形成很大的磨擦係數,增加了磨擦熱的產生,更進一步加劇了活塞環熱膨脹,導致活塞力急劇增大。
3.2.3 第三次事故當月各級壓力引數變化見表-3：
表-4(表-4由每天隨機抽取2點操作引數記錄生成)
原因分析：從上表看出，7月1日至17日，c101a各級壓力基本控制在規定的範圍之內。事後我們要求鉗工檢查了**缸部位的同心度，發現氣缸下沉了1.
1mm,我們認為這樣會引起連桿小頭瓦受力不均，很容易促使小頭瓦轉動，從而堵住連桿到十字頭銷的潤滑油孔，使十字頭銷由於缺油潤滑而加劇與小頭瓦表面的磨損，更進一步加劇了與十字頭接觸表面的磨損，增大了磨擦力，使十字頭防轉銷扭斷。
4 應付措施
從上面三次的故障分析可以發現，機組之所以發生故障，與它的設計安全係數,工藝引數的變化以及機組本身的安裝有很大的關係。由於機組已設計成形，再來改動設計已不太可能,而且雖然它的設計安全係數偏低,但基本可以滿足使用。下面主要從工藝引數的變化與機組安裝方面談談我們所採取的應付措施。
4．1 工藝引數的變化方面
c101a機組在運轉過程中壓力低限值可以這樣推出：我們知道,c101a的
一、二、**設計壓縮比分別是2.23,2.09,1.
99，由於總壓縮比等於各級壓縮比的乘積,則c101a總壓縮比為9.27,按工藝要求**出口壓力控制在18mpa，由於**出口單向閥倒竄嚴重，故無論一級入口壓力怎樣波動，其**出口壓力短時間內總是維持在18mpa左右。根據總壓縮比的計算公式：
壓縮比=（出口壓力+0.1）/(入口壓力+0.1),而且要求機組在正常運轉過程中壓縮比不能超過設計值,因此,我們可以算出c101a一級入口壓力最低不能低於1.
85mpa(以上壓力都是指表壓)。
4．1．1 供氫波動
當c101a一級入口壓力向下波動接近壓力低限1.85 mpa時,渣油機幫浦內操崗位應立即調節在用機組的一回
一、二回
二、三回三返回量，保證一級入口壓力不小於低限值。當然在調節過程中一定要分配好壓縮機各級出入口壓力，將各級壓縮比控制在設計範圍之內，同時保證各級出口溫度不超過設計值。如果還是保證不了入口壓力，班長應根據情況通知機幫浦外操崗位人員去現場對機組進行降負荷甚至停用一台（正常生產投用兩台機組）和裝置降量處理，以保證在用機組一級入口壓力不低於下限，保證機組安全。
在進行停機的過程中，必須確保出口閥完全關閉才能將負荷打至零，而且外操崗位關閉出口閥期間，為避免
一、二、**出口安全閥超過設定值而起跳，外操應與內操聯絡好，外操在慢慢關閉出口閥過程中，內操應通過調節一回
一、二回
二、三回三將各級壓力分配好，嚴格將各級壓縮比控制在設計的範圍之內。待出口閥完全關閉後，外操將機組負荷控制開關打到至零位置。然後按照規定做好停機後的各項相應工作。
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