摘　要：為了消除安全隱患，提（tí）高壓縮機設備的安全性、可靠性和經濟性，針對2台大型迷宮壓縮機的（de）聯軸器螺栓斷裂原因進行了深入細致的分析，找到事故發生的原因，與聯軸（zhóu）器配套商（shāng）交流，優化聯軸器結構，更換後的聯軸器在現場使用情況良好，保證了壓縮機在額定工況下長期運行的（de）要求。
　　關鍵詞：迷宮壓縮機；彈性聯軸（zhóu）器；螺栓斷裂
　　1　引言（yán）
　　公司的2台大型迷宮（gōng）壓縮機，於1月份投入運轉，在額定工況下運行不足一周，A、B2台機組先後出現彈性聯軸器螺栓斷裂機械事故，並且（qiě）事故（gù）現象基本一（yī）致。配套的國內聯軸器廠（chǎng）商（shāng）對（duì）聯軸器結構進行改進後，壓縮機在額定工（gōng）況（kuàng）下運行僅3天，A、B機組的聯軸器螺栓又出現（xiàn）斷裂機械事故，嚴（yán）重影響了（le）用戶的正常生產進度（dù），造成了較大的（de）經濟損失。為了避免類似事故再次發生，提高壓縮機（jī）設備的安全性、可靠性和經濟性，公司（sī）專（zhuān）門（mén）對該2台迷宮壓縮機配套的彈性聯軸器螺栓斷裂的原因（yīn）進行了分（fèn）析。
　　2　事故現場（chǎng）螺栓斷裂情況
　　本次發生機械事故（gù）的配（pèi）套（tào）聯軸器的（de）結構如圖1所（suǒ）示。 　　A、B機聯軸器螺栓的2次斷（duàn）裂情況基（jī）本一（yī）致，現場聯軸器的損壞情（qíng）況如圖2所示。 　　3　聯軸器螺栓的受力分析
　　螺栓個數Z=10，起作用為10/2=5，螺栓分布圓直徑為ф495mm，螺栓直徑為doф=40mm，螺栓材質為35CrMo，調（diào）質處理（lǐ），圖3為螺栓的理論受力（lì）圖。 　　根據螺栓的（de）材料特性，螺栓的（de）力學（xué）性能如下（xià）： 　　根（gēn）據壓（yā）縮機（jī）正常工作時聯（lián）軸器的實（shí）際受（shòu）力情況，采用專業軟件（jiàn），對聯軸器的螺栓進行有限元結（jié）構應力分析，分析結果（guǒ）如圖4所示。由圖4可以看出，螺栓（shuān）的應力Z大值同樣發生在膜片剪切處，但是剪應力的Z大值為139.39MPa，高於理論值，這是因為在有限元結構分（fèn）析中，考慮了聯軸器工作時的實際情況，定義（yì）了各（gè）部件之（zhī）間的連接（jiē）關係，給定了摩擦係數等，更符合聯軸器實際受力條件，所以分析值大於理論值，這結果是與理論分析相吻合的。 　　綜合以上結（jié）果可以（yǐ）看出，聯軸器工作時候的安（ān）全係數僅（jǐn）為1.5左右，安全（quán）係數過低。
　　4　事（shì）故原（yuán）因分析
　　根據上述（shù）計算（suàn），聯軸器螺栓的安全係數過低，是螺栓斷裂的一個原因。經過對現場聯軸器損壞情況深入仔細的分析，分析螺栓斷裂的原因如下：
　　（1）聯軸器（qì）螺栓與法蘭及膜片上螺栓孔配合
　　間隙過大，且大小不均勻，如圖5所示，帶（dài）載後節點產（chǎn）生較大位移，進而導（dǎo）致膜片發生失穩屈曲變形，傳動扭矩過程中膜片沒有（yǒu）很好地發揮作用。 　　（2）膜片定位套孔均有明顯不完整的（de）修整加工痕（hén）跡，粗糙度25以上，見圖6所示。定位（wèi）套孔（kǒng）過於粗糙，對聯軸（zhóu）器（qì）螺（luó）栓表麵咬合破壞明顯，誘發螺栓多源疲（pí）勞斷裂，且螺栓定位（wèi）表麵沒有采取防腐措施。聯軸器廠家配發的新螺栓，定（dìng）位表（biǎo）麵（miàn）已能清晰看見鏽跡，見圖7所示。 　　（3）聯軸器的中間節與定位套配合的5處螺栓孔周圍表麵（miàn）全部（bù）有明顯的圓周向的（de）轉動咬合痕跡，表明壓緊定位套有鬆動的情況，在聯軸器正常工作時候，定位套有明顯地（dì）轉動的現象（xiàng），緊固力矩不夠，見圖8所示。 　　（4）螺栓的防（fáng）鬆墊片采用的是開（kāi）口彈簧（huáng）墊片，此（cǐ）設計不符合API671第8.10.3條（tiáo）的規定。
　　5　結語
　　2台大型迷宮壓縮機由於聯軸器螺栓的先後斷裂，使機組不能（néng）長（zhǎng）周期的運行，影響正常生產，造（zào）成經濟損失。經過深入細致的分（fèn）析，安全係數低、零部件加工質量差、結構不（bú）合理是（shì）此次聯軸器螺（luó）栓斷裂的主要原因。經（jīng）過和聯軸器廠家的仔細交流，更換（huàn）了經過結構優化後的聯（lián）軸器在現場使用情況良好，保證了壓縮機在額定工況（kuàng）下（xià）長期運行的要求。