（摘自網絡）
一、曲柄銷軸瓦的偏磨
連桿將作用在活塞上的推力傳遞給曲軸，又將曲軸的旋轉運動轉換為活塞的往復運動，我公司的一臺壓縮機在一段時間內頻繁出現一級曲柄銷瓦偏磨損壞烏金脫落的事故，且偏磨的方向一直不變，主要從以下幾方面進行了分析處理。
1、仔細檢測了曲柄銷軸承的間隙，十字頭銷與十字頭及連桿大、小頭瓦的間隙，十字頭與滑道的六點間隙，以及曲柄銷軸的橢圓度，更換了新的十字頭銷，保證了各部間隙。
2、連桿大小頭孔的平行度，利用專用工具檢測，十字頭銷孔對于一級曲柄銷軸的平行度，也利用專用工具進行了檢測。平行度均不超 0.02-0.03mm，在允許范圍內。
3、活塞桿的跳動, 設計值不超過 0.07mm/全行程，也在設計范圍內在以上三點均得到確認無誤后，檢修機組后開車僅 3 天，仍發生曲柄銷瓦的偏磨，最后發現由于曲軸聯軸器的對中存在著問題，導致曲軸的最遠端發生偏斜，最為明顯，從而造成了曲軸銷瓦的偏磨，通過重新找正曲軸與電機的同軸度及調整主軸瓦的間隙，徹底解決了曲軸銷瓦偏磨的問題。
二、曲柄銷軸頸的損壞
我公司壓縮機由于原始設計問題，改造后造成運行一級活塞力的偏大，一級曲柄銷瓦的比壓偏大。頻繁損壞一級瓦、一級活塞及連桿。
軸承瓦承受最大比壓為：
Pmax=Rmax/db’ N/mm2
Rmax——軸承最大支撐壓力 N；
d——軸承內徑 mm；
b’——軸承計算寬度 mm，對于薄壁瓦 b’=b（軸承寬度），對于厚壁瓦 b’=b-2r，r 為軸承兩側圓角半徑；
對于大中型壓縮機，主軸頸及曲柄銷軸頸軸承的許用最大比壓分別為 4—5MPa；9.0MPa。在檢修質量保證的情況下，通過調節曲柄銷瓦的合理間隙，改善供油狀況油路及油壓調節，形成有效油膜，并通過對一進壓力的調整，選用合適比壓的軸瓦，解決了由于不平衡導致的軸瓦的損壞，也進而解決了曲柄銷軸頸的損壞。
三、十字頭銷的處理
壓縮機運行中十字頭銷端面壓緊螺釘斷裂及十字頭銷的脫落，會造成十分嚴重的事故，因而對于十字頭銷與連桿小頭瓦的間隙應十分注意，另外更為關鍵的是十字頭銷錐面與十字頭體的配合應無間隙，因為在理論上講一旦存在間隙，接觸便為線接觸，對傳遞力及機組穩定性影響很大，因而要求配研接觸面積應在 80%以上，如新進的備件銷子與十字頭銷孔存在間隙一定要按十字頭銷孔的錐度修配十字頭銷子。對于十字頭錐孔切不可修研，因為一旦修研十字頭錐孔，很可能造成以后銷子的軸向位置的改動，對定位及潤滑油的供給產生影響，如銷子的偏差過大可通過測量徑向尺寸，于車床上進行定位修銼，再行研磨，但最好還是采用合適的備件錐銷。
四、活塞及活塞桿的損壞
四臺壓縮機在使用中均出現了一級活塞碎裂及活塞桿的斷裂情況，活塞桿與活塞的連接一定要牢固準確，活塞桿的定位臺肩與活塞的中心線垂直度符合要求，活塞的兩端軸肩與活塞桿支撐面要配研，并按規定的緊固力矩緊固，兩半活塞（鑄鋁）的結合面應貼合緊密不得出現內外圈的結合面的間隙，此點應十分注意，因為內圈結合面的間隙會產生交變應力，縮短活塞的壽命，而外圈的間隙造成活塞內部腔內進入壓縮氣體，使內部容積在一定程度上成為氣缸的余隙容積，對壓縮機的效率及活塞的壽命均有不良影響，因而組裝活塞各部應仔細檢查研合。另外活塞尾桿端面受力面的機械性能及光潔度也對活塞桿的壽命影響較大。因為此受力面的比壓：
q=4p/π（D2-d2）
其中 p 為活塞力，D、d 分別為壓力體作用于尾桿端面接觸面的外、內圓直徑。
此面的光潔度及硬度值要求較嚴，使用前應仔細檢查，光潔度一般要求 Ra0.8 以上，滲碳層應為細密的馬氏體組織，不允許有針狀或網狀的游離滲碳體。否則易造成受力面拉毛，嚴重影響活塞桿的使用。
五、活塞桿跳動的異常處理
一般情況下活塞桿的跳動作為壓縮機找正的最終驗證結果，應在允許范圍內，在氣缸與十字頭滑道正確對中的情況下，允許的活塞桿水平徑向跳動量應為一個公差帶即：±0.00015mm/mm 行程，最大不超±0.064mm，而垂直徑向跳動也應考慮活塞桿的撓度等情況略有變化。即使超差也是在打表過程中由一側到另一側，數值持續增減變化，只要采用重新調節水平及各方向串動定位即可給予消除。而在檢測過程中發現如下異常情況，在活塞運動過程中，活塞桿垂直方向跳動量一直較好，而僅在兩側死點突然發生大范圍跳動變化，水平跳動較好，在排除各部間隙連桿大小頭瓦間隙、十字頭間隙、氣缸死點間隙等的影響后，發現活塞環越程出現問題導致了活塞桿跳動量的突變，處理方法為將氣缸內壁的磨損臺肩磨削去除，調節好活塞環越程值，進而消除了活塞桿跳動量的異�，F象。
六、結束語
除以上總結外，為使壓縮機正常運行，延長其使用壽命，應定期維護嚴格按隨機說明書制定檢修制度，壓縮機的維修應該是按計劃，有步驟進行，并加以不斷總結，找出適合自己企業機組的方法，相信會得到滿意的效果。
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