【技術】大型空壓機活塞桿(螺紋緊固)斷裂失效分析

作者：尤永龍??朱海平?賈剛??尤傳斌

（溫州冶金機械測試研究所）

摘要：本文通過對大型空壓機活塞桿的斷裂失效分析，運用彈性模量、螺紋連接的彈性伸長和受力關系的計算，分析出實際裝配的不合理問題，是造成疲勞斷裂的主要因素。并提出合理裝配工藝和設計的改進方案，徹底解決了該類產品的使用壽命問題，通過該失效分析，可以進一步認識其他緊固件的合理裝配工藝，并對緊固件的失效分析有重要的借鑒意義。

關鍵詞：空壓機、活塞桿、彈性模量、楊氏模量、屈服強度、抗拉強度、螺紋連接、夾緊力、保證載荷、裝配、轉角法、角度、伸長量。

Abstract:?This paper analyzed the fracture failure of the piston rod of a large air compressor, and used the elastic modulus, the elastic elongation of the threaded joint and the calculation of relationship between forces to conclude that the main factor causing the fatigue fracture is improper assembly. It also proposed a reasonable assembly process and a plan of design improvement, which completely solved the problem of short service life of the product. Through the failure analysis, the appropriate as sembly of other fasteners can be further recognized, and it has important reference significance for the failure analysis of the fasteners.

Keywords:?air compressor, piston rod, modulus of elasticity, Young's modulus, yield strength, tensile strength, threaded connection, clamping force, maximum load, assembly, rotation angle method, angle, elongation.

引言：活塞桿與曲軸和活塞連接，是典型承受交變應力作用的螺紋緊固零件，其形狀尺寸規則，可以通過理論預緊力和工件熱處理后的彈性模量來計算轉角法裝配的裝配角度，也可以通過彈性模量和測量裝配后的伸長量來計算實際預緊力（實際裝配夾緊力）來證明裝配工藝是否正確，該案例從設計時，就忽略了《機械設計》的有關計算，錯誤地制訂了裝配工藝，結果造成早期疲勞斷裂。

1、事故概況

本次斷裂事故的空壓機型號2D-12.8/3703-50.5，斷裂活塞桿（2D16-221-02）是空氣壓縮機重要組成部件，材質為05Cr17Ni4Cu4Nb，其加工流程：鍛造—機加工—固溶時效處理—精加工—裝配（活塞的螺母預緊力裝配）。熱處理的技術要求為Rm≥835MPa、ReL≥735MPa、A≥14%、Z≥60%、AKV≥98J、HRC：28~34。

采用轉角法裝配，如圖1所示，活塞桿中裝活塞的一端有一個Φ13×335的工藝孔，將帶有活塞環的457mm長的活塞套進活塞桿，然后手動旋緊螺母。在工藝孔中插入加熱管，加熱一定溫度使活塞桿產生一定的熱膨脹伸長量，再將螺母旋轉60°角，拔出加熱管后自然冷卻，裝配完畢。裝配好的空氣壓縮機經過半年使用后，活塞桿出現斷裂事故。

圖一??活塞桿的設計圖

2、斷口宏觀特征

斷口的斷裂位置位于工藝孔的底部三角處，斷裂面與軸線垂直；斷裂處的外圓直徑沒有變化，沒有發生塑形變形，斷口的外圈和中心孔的邊緣均有碾壓光澤，整個斷面有明顯的放射狀輝紋，屬于疲勞斷裂特征，如圖2、3所示。

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圖2宏觀斷口形貌? ?圖3 斷裂面側向圖

3、化學成份分析

對斷口進行取樣，并做化學成分分析，分析結果如表1所示。分析結果表明，材質符合GB/T1220-2016標準的05Cr17Ni4Cu4Nb鋼的要求。

表1 斷件的實測化學成份與標準值對照表（wt%）

4、力學性能試驗

按圖3所示，在斷裂桿段取樣做室溫拉伸試驗和沖擊試驗，試驗結果如表2所示。試驗結果符合圖紙設計的技術要求，并且其沖擊韌性明顯高于設計要求。

圖4性能試樣的取樣部位

表2 斷件的力學性能實測值和技術要求對照表

5、斷口掃描電鏡和微區能譜分析

5、1斷口掃描電鏡

斷口掃描電鏡形貌如圖4-9所示，從圖中可以觀察到準解理斷裂的特征。由于斷口的疲勞源區（外圓近表面和內壁近表面）因撞擊碾壓成光滑表面，掃描電鏡無法分辨，只有疲勞擴展區呈放射狀，裂紋擴展也只有少量可見沿晶解理現象。

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圖5斷口未摩擦區形貌（經酸洗）? ?圖6 斷口心部槽孔端部邊緣（經酸洗）

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圖7斷口未摩擦區形貌（經酸洗）? ??圖8?斷口未摩擦區形貌（經酸洗）

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圖9、圖10斷口未摩擦區形貌（經酸洗）

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圖11、圖12沖擊試樣1#2#起裂區形貌

5、2微區能譜分析

斷口的能譜分析結果如圖15所示。分析結果表明，除局部有硫含量偏高外，未見其他異?，F象，而局部硫含量偏高是測試時遇到硫化物非金屬夾雜物的原因。

圖15 ?能譜分析

6、金相分析

活塞桿的心部金相組織為回火索氏體，局部有明顯因硫化物夾雜引起的縱向帶狀組織偏析，可以判定能譜分析級別中局部硫含量較高是與硫化物夾雜有關，金相組織沒有明顯過熱，縱向的硫化物是一種塑性夾雜物，從斷裂件的力學性能可以說明，硫化物及偏析對力學性能影響不大。如圖16-19所示。

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圖16斷口解剖試樣? ? 圖17金相試樣截面 ?????

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圖18、19回火索氏體+硫化物引起的縱向偏析

7、螺母裝配預緊力的計算與驗證

7.1、活塞桿的受力分析

活塞桿斷裂部位的應力面積S=1990mm2，活塞桿受力部位長度L=380mm，活塞桿工作拉力F有：氣體動態壓力差F1?；钊?、螺母及部分活塞桿動力加速度牽引力F2，活塞環與缸壁的動態摩擦授力F3，活塞桿的動態受力F= F1+F2+ F3。

圖20活塞桿和活塞的局部裝配圖

7.2、再次時效處理

活塞桿螺紋是M64×4，其螺距為4mm，也就是說，當活塞有足夠剛性的時候，螺母旋轉360度，活塞桿受力部位L=380mm的長度范圍內，伸長了4mm，因此根據測量伸長量ΔL，結合楊氏模量，可以計算實際裝配預緊力，同時，也可以根據規定的預緊力，來計算螺母的旋轉角度。

圖21再次時效后的力學性能試驗結果

7.3、裝配預緊力的計算及驗證

?活塞桿與活塞螺紋連接的設計按《機械設計》規定屬于受預緊力和變工作拉力緊螺紋連接，規定預緊力F′=Ko ×F，Ko—變載荷預緊系數，在資料中取F′=3F。

【1】

根據GB/T3098.1-2010《緊固件機械性能，螺栓、螺釘和螺柱》和GB/T16823.2-2010《緊固件緊固通則》及GB/T16823.3-2010《緊固件扭矩—夾緊力試驗》三個標準，以及承載部位的應力面積S，計算裝配預緊力F′=1024kN（我國緊固件標準規定裝配預緊力為螺紋保證載荷的75%，強度為800MPa等級的螺紋保證載荷約等于屈服極限的91%）

【2-5】

根據原裝配（螺母旋轉60°角）的裝配方式，測量活塞連接受力部位長度（L=380mm）的伸長量?L=0.42mm，結合楊氏模具的計算實際預緊力F′=380kN，約等于規定預緊力的37%，。

計算規定預緊力F′=1024kN的螺母裝配角度為160°角，同時測量其活塞連接受力部位長度（L=380mm）的伸長量為?L=1.15mm，結合楊氏模具計算實際預緊力為1000kN。

7.4 工藝孔的結構改進

將工藝孔延伸至受力部位以外，使活塞桿的受力段有均勻的承載面積，確保受力均勻，見圖22。

圖22工藝孔深度改進示意圖

7.5改進裝配方式后的安全評估

表3的數據證明，改進后的裝配安全系數具有較高的合理性，裝配工藝的加熱溫度明顯低于工件的回火時效溫度，不會對工件造成影響，同時預緊力不會對鋁合金活塞造成影響。

表3安全評估表

8、結果討論

該活塞桿在運行中的斷裂屬于疲勞斷裂，造成疲勞斷裂的原因是裝配預緊力不足，其原始螺母轉角60°的裝配工藝，預緊力只有理論預緊力的37%，即F′小于最大動態外力F，在往復運動中，活塞與活塞桿Φ100臺階處因受外力而產生間隙，因此發生劇烈撞擊，最終導致疲勞斷裂。根據上述失效分析的結果，并由此改進裝配方式，新的裝配方式經過兩年多的應用驗證，表明是完全可靠的。

參考文獻

【1】《機械設計》吳克堅、于曉紅、錢瑞明主編，高等教育出版社出版，第三篇，第15章313-324頁。

【2】GB/T3098.1-2010《緊固件機械性能，螺栓、螺釘和螺柱》第7點，7—8頁。

【3】GB/T16823.2-2010《緊固件緊固通則》。

【4】GB/T16823.3-2010《緊固件扭矩夾緊力試驗》。

【5】《常用緊固件產品手冊》 李維榮、汪士宏主編，中國標準出版社出版，第1章，第1.3.2，15-19頁。