某型船用高壓空壓機活塞銷座破裂等故障的原因分析和解決措施

錢經亮，陳足君，汪金龍，繆忠輝，梁璞玉

（中國人民解放軍第四八一二工廠，安徽安慶246001）

1 引言

壓縮機是一種用于壓縮氣體借以提高氣體壓力的機械，它的種類很多，用途極廣，通過氣缸容積周期性的變化，實現氣體的吸進、壓縮和排出，其主要運動件一般包括曲軸，活塞和連桿等部件，固定件一般包括曲軸箱，氣缸（組合氣閥），以及冷卻器和安裝支架等[1]。

近年來，隨著用戶對空壓機的安全性和可靠性提出越來越高的要求外，目前對空壓機的外形尺寸和重量等物理指標也提出了較高要求，尤其是安裝或換裝空間相對較小的場合，有的已成為商務競標成功與否的關鍵因素之一。目前，高壓往復活塞式空壓機各級氣閥的設計安裝和工作方式對機組的外形、重量及結構形式有較大影響，為適應市場化需要，滿足用戶的特殊需求，進一步減小空壓機的外形尺寸和重量等已勢在必行，因此，有必要適時開展空壓機組合氣閥的設計工作。組合氣閥的設計結構多種多樣，有的是借助于一個公共的閥板，通過空壓機各級的流量、壓力及流速等參數，將獨立的進氣閥和排氣閥進行結構優化設計，做成組合式結構。對于高壓往復活塞式空壓機，為提高排氣量和比功率，氣缸設計的上止點間隙一般較小，有的僅為1～2 mm左右，但過小的上止點間隙可能導致一些不良后果，一般情況有：一是壓縮介質在氣缸中部分液化而造成液擊撞缸現象；二是零部件破損脫落后進入氣缸而發生異物撞缸等現象。因此，不僅要合理設計氣缸的上止點間隙，而且要盡量避免氣閥等零部件破損后落入氣缸。目前，氣閥的使用壽命直接影響整機的可靠性，同時氣閥也是影響整臺空壓機可靠性的關鍵部件之一[2-3]。

圖1 升程限制器和氣閥閥體

2 空壓機故障現象及原因分析

2.1 空壓機故障現象

發生故障的空壓機采用水冷、四級壓縮、單作用往復活塞式結構，按GB/T 12929-2008船用高壓活塞空氣壓縮機和該型空壓機相關技術文件要求，按期開展了1000h的耐久性試驗。在運行至274 h時，機組發生過載自動保護停機，經復位后重啟，仍報警無法啟動。后操作人員自查，打開空壓機一級氣缸上的氣缸蓋，發現一級組合氣閥進氣側的升程限制器已落入氣缸內，且部分閥片變型、破損及脫落，同時一級活塞體頂部多處已變形、壓損。針對此現象，操作者隨即切斷電源，保護現場，技術設計主管人員第一時間趕到試驗現場。

經進一步拆卸、檢查，發現一級活塞銷座和活塞銷、一級連桿組件、曲軸平衡重等也有不同程度的損壞，進氣升程限制器破裂為數段，氣閥閥體局部受異物撞擊，發生翹曲，變形嚴重，部分零件受損情況如圖1所示。

2.2 空壓機故障原因分析

針對空壓機出現的故障現象，分別查閱了一級氣缸、活塞、連桿及組合氣閥等零部件的設計圖樣，并重點對一級氣缸、活塞及連桿等零部件的設計配合尺寸進行了逐一核查和復測，最后主要針對一級氣缸的上止點間隙進行了核算。經過反復核實，試驗用的空壓機一級氣缸、活塞和連桿等零部件尺寸均滿足設計圖樣的要求，零件加工和裝配過程完全受控。

但在復查過程中，發現該機一級氣閥為組合式結構，即內圓周側為進氣，外圓周側為排氣，進氣閥片的升程限制器由沉頭螺釘與鎖緊螺母固定。經進一步分析、梳理認為，機組運行過程中，在高溫和高頻振動等的綜合作用下，螺母的鎖緊力將會下降，逐步出現松動現象，導致升程限制器受撞擊后分6段（圖1為其中4段） 先后脫落，當落入氣缸后，因升程限制器的厚度大于氣缸的上止點間隙，故升程限制器落入氣缸后將與高速往復運動的一級活塞頂部發生嚴重的撞缸現象，最后導致與之相連接的一級活塞及連桿組件損壞，曲軸平衡重脫落，機組出現卡阻、報警停機的故障現象。

以下根據空壓機故障現象，并結合一級組合氣閥、活塞組件及曲軸平衡重等零部件的損壞狀態，分別對其故障發生的過程和主要原因進行詳細分析，具體如下。

（1） 一級組合氣閥

經查，一級進氣閥片的升程限制器由6只開槽沉頭螺釘（M4×25） 和其配套的鎖緊螺母M4固定，一級氣缸的上止點實測余隙為1.4 mm，升程限制器的厚度為4 mm。機組額定運行狀態下，一級排氣溫度高達167℃，受此溫度影響，鎖緊螺母的強度和剛度將同步下降，導致螺母的鎖緊力也趨于降低。隨著運行時間的延長，某個鎖緊螺母松動后將在其對應位置先出現撞擊現象（鎖緊螺母實際安裝時的扭矩也可能小于設定值），此撞擊將加劇其余鎖緊螺母的松動速度，又因機組振動，以及氣閥自身的高頻振動的影響（氣閥啟閉總次數每分鐘高達約2960次），當有一個鎖緊螺母出現松動后，臨近兩側的鎖緊螺母受力將加大，進而會引起臨近兩側鎖緊螺母也逐步松動，即固定升程限制器的6個鎖緊螺母將依次先后松動，也即形成“連鎖反應”，最后導致升程限制器在持續的受撞擊下，先后斷裂為6段（均以應力集中區的鎖緊螺母為界），當全部破裂落入氣缸內時，將導致與一級活塞頂部發生嚴重的撞缸現象。圖2為同批次庫存未使用過的一級組合氣閥外形圖。

（2） 一級活塞組件

由一級組合氣閥故障發生的過程及原因分析可知，因一級活塞體撞缸、局部受力，此力將通過活塞銷座傳遞到活塞銷上，此時，因鋁質活塞熱膨脹系數大，加之頂部受力不均，將使下端活塞銷孔在受力方向上變形、尺寸變大，導致活塞銷下端的彈性擋圈（安裝在活塞銷孔內） 發生微位移，在重力的作用下，此時活塞銷將同步向下滑移，一旦活塞銷向下發生移位，將導致上面活塞銷座受力面積減少，應力急劇加大，當超過活塞銷座的許用應力后，上端活塞銷座破裂（上端活塞銷座部分破損的原因）；同時，雖然下端活塞銷座孔內插入了更多的活塞銷實體，但因上端活塞銷座破損后，其連桿小頭上的活塞力將幾乎全部由下端的活塞銷座承擔，同樣會因局部應力過大而破裂，因此導致下端活塞銷座被整體拉脫了，詳見圖3所示。

圖2 一級組合氣閥（正、反面）

圖3 頂部壓損和銷座破損后的一級活塞

對于活塞銷的折斷現象，因活塞銷向下滑移、上端活塞銷座破裂后，連桿小頭內的無內圈滾針軸承受力傾斜，滾針軸承與活塞銷產生局部線接觸，超過了活塞銷的單位應力極限，導致活塞銷折斷，同時滾針軸承內的部分滾針脫落，具體詳見圖4所示。

（3） 曲軸平衡重組件

綜合以上分析可知，當破裂的活塞銷和活塞銷座碎塊等相繼滑落到曲軸箱內后，在空壓機運行過程中，將分別與曲軸上、下2個平衡重等撞擊，因撞擊力方向不規則導致其間斷受力，同時在平衡重角速度作用下產生的剪切應力等的綜合作用下，將導致平衡重連接螺釘受剪切斷裂。當2個平衡重脫落后，在其下落過程中，將與連桿等運動件撞擊，因平衡重外形尺寸大，最終落在曲軸箱的某個位置出現卡阻，機組報警停機。受撞擊脫落下來的平衡重及連接螺釘如圖5所示。

綜合以上分析可知，空壓機故障的主要原因和發生過程為：一級組合氣閥鎖緊螺母松動、脫落，導致升程限制器落入氣缸后發生撞缸現象，從而引起一級活塞、連桿組件及曲軸平衡重等零部件損壞，最后機組出現卡阻、報警停機的故障。

3 解決措施

針對該型空壓機發生的故障現象，并結合故障發生的過程和原因分析，并借鑒相關機型上組合氣閥成熟的設計經驗，通過改變一級組合氣閥上的升程限制器固定方式和進氣閥片、彈簧片的安裝方式，綜合提出了以下3個方面的解決措施，具體如下：

（1） 通過調整組合氣閥進氣側升程限制器的固定方式，即在組合閥體中間采用1只公共大螺栓M16×60代替6只均布小螺釘M4×25，同時在螺栓下端部的圓柱銷附近做永久變形的“收口止退”防松處理，以確保鎖緊螺母出現松動，甚至脫落的情況下，螺栓和圓柱銷均不會落入氣缸內。改進前、后的一級組合氣閥設計圖如圖6和圖7所示。

（2） 為了徹底解決升程限制器破裂后落入氣缸內的問題，在上閥座的下端，增加一個公共下閥座（也作為進氣閥片升程限制器使用），為保證下閥座具有足夠的剛度和耐腐蝕等要求，其材質選用不銹鋼20Cr13，最大厚度設計為18 mm。同時，在結構方面，使進氣閥片、彈簧片安裝在上閥座和下閥座之間，從而形成一個“封閉腔”，避免破裂后的閥片等異物落入氣缸后發生的撞缸現象，改進后的一級氣閥設計圖樣詳見圖7所示。

（3） 根據該機故障發生的主因，也即是由于氣閥升程限制器落入氣缸導致的質量事故，為從根本上解決這個問題，增設的下閥座，除了作為進氣閥片的升程限制器外，其下端面的外圓周側也兼做“固定支撐點”。按此結構調整后，因下閥座是一個整體結構，即使鎖緊螺母松動了，升程限制器也不會再落入氣缸內了[4]。

因氣閥圖幅較大，圖6和圖7繪制的設計圖樣，均節選了以OO′為中心對稱的半邊結構。

圖4 破損后的活塞銷及銷座、滾針軸承等

圖5 脫落下來的平衡重及連接螺釘

圖6 改進前的一級組合氣閥設計圖

圖7 改進后的一級組合氣閥設計圖

4 試驗驗證

一級組合閥結構調整后，為保證與之前氣缸等零部件安裝的互換性，在設計上同步調整了氣缸蓋、密封墊片等零件的結構和尺寸。

根據GB/T 12929-2008船用高壓活塞空氣壓縮機[5]和GB/T 3853-1998容積式壓縮機驗收試驗[6]中的相關規定，以及該型空壓機試驗大綱等技術文件要求，所有零部件配套完成后，按要求進行了復裝，并在相同的試驗環境條件下，重新進行了1000 h的耐久性試驗。試驗期間，選擇了300 h、500 h和800 h等不同時間段分別取出一級組合氣閥進行檢查，直至試驗結束，均未再出現之前因鎖緊螺母松動而導致升程限制器撞缸等故障現象了。

5 進一步優化建議

針對本文列舉的空壓機一級組合氣閥鎖緊螺母松動導致升程限制器脫落后與活塞發生撞缸，并引發連桿組件、曲軸平衡重等零部件損壞的故障現象，同時結合改進后的氣閥試驗驗證情況，在各項技術指標均滿足設計研制任務書要求的前提下，當時為加快試驗進度，盡快完成新產品設計開發任務，盡早實現成果轉化和形成新的經濟效益增長點，經參考相關成熟機型上組合氣閥的設計經驗，綜合提出了一種切實、易行的處理措施，但在后期批量生產的同型機的相關試驗和使用中發現，可以通過進一步優化氣閥的結構，來相應地提高整機的各項性能指標，具體建議如下。

（1）調整后的一級組合氣閥，其下端增設了下閥座結構，為保證氣閥在受力狀態下保持密封、不變形，氣閥必須具有足夠的剛度，因此，下閥座的最大處厚度設計達18 mm，直徑為φ220 mm，此部分的結構和重量是改進前氣閥中沒有的。經實測，氣閥調整前重量僅為2.8 kg，調整后重量達5.2 kg，總重量增加了約86%，幾乎是調整前的2倍。氣閥是壓縮機中最重要的易損件之一，同時也是必備的隨機附件之一，在滿足功能的情況下，通過合理選材及氣體通道布設等手段，進行輕量化設計，可以給氣閥包裝、換裝及檢修等一系列工作帶來便利，同時也可以實現機組減重的目的。

（2）一級組合氣閥調整后，機組排氣量略有下降，主要是因為氣閥下端另增設了下閥座后，進氣通道變長了，氣體阻力加大，且額外增加了下閥座通道部分的余隙容積，導致在保持原設計的上止點間隙的情況下，一級進氣量較之前少了，故機組排氣量出現略有下降的情況。對此，可以通過進一步優化鎖緊螺母的結構及連接形式等，保證其鎖緊可靠的前提下，繼續保留原螺釘固定升程限制器的結構方式，如此，則可以同步實現機組減重、增效的目的。

6 結語

產品的設計過程需要考慮多方面的問題，有時需要綜合機械力學、振動力學及熱力學等方面的專業知識，尤其是高壓往復活塞壓縮機，因其工作過程中伴隨著高溫、高壓和高頻振動等，這就給壓縮機的設計增添了難度。同時，按理論設計出的空壓機，必須按標準要求進行試驗驗證，尤其是新設計的產品，當某些問題考慮不周全時，在耐久性試驗過程中就很容易暴露出來。因此，在設計過程中，需要結合每款空壓機的特點，對影響空壓機可靠性的重要零部件，必須進行全面考慮，不能輕視任何一個質量控制點，如此才能盡可能提高新產品設計開發一次成功率。

目前，氣閥質量問題很大程度上制約了空壓機的運行可靠性、安全性和保障性，通過一款空壓機發生故障的現象，適時開展原因分析、提出解決措施并進行試驗驗證，同時不斷歸納、總結此類質量問題，不僅能給空壓機的故障判斷及產品檢修等提供參考和方法，而且可以反過來進一步優化空壓機的設計開發工作，具有一定的借鑒意義。