活塞式压缩机的运动部件.docx
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活塞式压缩机的运动部件
活塞式压缩机的运动部件
第一部分曲轴组件
一、概念
曲轴组件，包括曲轴、平衡铁及两者之间的连接件等。
曲轴如图
（1）所示由三部分组成，即主轴颈、曲柄和曲轴销。
曲柄和曲柄销构成的弯曲部分称之为曲拐。
根据实际需要，一根曲轴可以由一个或几个曲拐组成。
图
（1）曲轴的组成
1-主轴颈2-曲柄3-曲柄销
二、曲轴结构与尺寸
1、曲轴结构型式
压缩机的曲轴有三种基本型式，即曲柄轴、曲拐轴（简称曲轴）和偏心轮轴。
大型合成氨企业所使用的压缩机，大多采用曲拐轴结构，所以本文省略曲柄轴和偏心轮轴，着重介绍曲拐轴。
曲拐轴一般两端支承，刚性较曲柄轴好。
曲拐数现在可多达8个。
它可制成整体的，也可制成分段组合的。
曲轴的支承方式有两种：
全支承是每个曲拐两侧均设有主轴承。
非全支承是每2-3个曲拐的两侧用两个主轴承。
前者对曲轴的刚性，以及机身系列设计时采用奇数列有利。
在对动式压缩机中，多采用后者。
2、曲轴结构设计要点
（1）曲轴定位为防止曲轴产生轴线方向的游动，曲轴需要轴向定位。
压缩机多用功
率输入端的第一道主轴承定位，因此主轴的相应处设计成具有轴肩的形式。
定位处的端面间隙取决于曲轴的尺寸，一般取0.1-0.5mm,以保证各列运动件的相互位置不因热膨胀或偶然的轴向力而互相错开,以免妨碍机器正常运转。
设置在功率输入第一道主轴承处和定位，还可保证电动机的轴向位置不受上述因素的影响。
除定位的主轴承外，其余的轴承，视曲轴长度不同，制造时的轴颈长度应比轴承宽度长2-5mm，作为必要的热间隙，可以根据温升100℃时每米伸长量为0.6-1.0mm的经验数据去计算选取.但为了制造及检修方便,各轴承端间隙应取一致,且等于最大间隙值.
（2）轴颈指主轴颈和曲柄销.铸造曲轴的轴颈,除特殊原因外,如为了减轻重量,增
加刚度及疲劳强度,一般都制成实心的圆柱体。
铸造曲轴颈,一般铸成空心形式，内孔径为外径的一半左右。
空心结构可以提高曲轴的疲劳强度，减轻曲轴重量，减少铸造时产生的质量缺陷。
此外，曲轴内部的铸造空腔，还可以当做润滑油路。
主轴颈承受的应力一般比曲柄销高10%，因此，主轴颈本应设计得大于曲柄销，但实际上为了加工及检测的方便，以及为了提高曲轴的刚性，将两者设计成相同的直径，数值取大。
（3）过渡R角曲臂与轴颈连接处，是最强烈的应力集中点，因此该处应采用圆滑过
渡，以免发生过大的应力集中现象，致使曲轴容易疲劳破坏。
常见的过渡R角，曲轴颈表面和圆周表面为一次磨削加工出来，以保证衔接处平滑，R角表面粗糙度应不低于0.8um。
大型曲轴的R角，是用成型车刀最后加工出来的，R角应有微小径向沉凹，以保证衔接处不出现明显凸台，R角表面粗糙度应不低于1.6um。
此外，对R角表面施以滚压，其冷作硬化，有明显提高曲轴疲劳强度。
同一曲轴上的R角，包括轴颈突然改变处的过渡R角，应尽量取同一半径值，以利于加工，过渡R角的几种形式见图
（2）。
图
（2）过渡R角的几种形式
（4）油孔轴颈上的油孔，一般可采用斜油孔或直油孔的形式。
油孔直径约为轴径的0.05-0.06倍,但不应小于3mm,油孔与轴颈表面相贯处,应仔细倒圆抛光,以提高曲轴的疲劳强度。
倒圆圆角半径为油孔直径的一半。
大型空心铸造曲轴，常取斜油孔式，并在孔中胀以油导管。
直角油孔的优点是经过圆角过渡部分时，毫不影响该处的强度，但一般情况下加工比较复杂，清洗油孔也不方便。
轴颈空心时，应将两端用堵塞封住。
堵塞可以用螺塞、螺栓法兰或用冲制的闷头等形式。
油孔的位置，轴瓦内壁上有环形油槽时，一般多从加工工艺性出发，沿曲拐平面开油孔。
轴瓦内壁上没有环向油槽量，从润滑的观点来看，为减轻因油孔破坏油膜而导致的不良影响，油孔应开在轴颈载荷矢量图上载荷最小的区域。
（5）轴端曲拐的两端，分别称为轴前端和轴后端。
轴前端是功率输入端，要传递由动力计算确定的总转矩，一般通过带轮或联轴器与电动机相联接。
常见的结构有圆锥轴端、圆柱轴端等。
圆锥轴端便于装拆，多用于中型以下压缩机，但锥面加工检测较麻烦。
锥面的锥度通常取1：
10，也有取1：
15和1：
20的，其转矩用键来传递。
圆柱轴端加工方便，但拆装较麻烦，圆柱面的配合一般取H7/js6或H7/k6，扭矩也用键传递。
法兰轴端可使压缩机轴向尺寸紧凑，适合于与电动机直联的大型压缩机；转矩是由抗剪切的绞制孔用螺栓传递，铰制孔与螺栓的配合，推荐H7/k6。
为了减少应力集中的影响和增加靠近轴颈处法兰的厚度，法兰与轴颈相接处，要用较大的圆弧过渡。
轴后端常与齿轮泵、注油器相连。
为此，轴后端的端面上常设置方头活络联轴器，以拖动从动轴。
为了驱动上述辅助设备，在轴后端的柱面上，有时要装设齿轮、链轮、蜗轮等，以输出功率。
对于大型压缩机，盘车齿轮有时也装在轴后端。
（6）平衡铁设计平衡铁时，应尽可能使其重心远离主轴颈中心，以便使平衡铁质量较轻，使平衡铁重心回转半径r与质量m的乘积满足动力计算提出的要求。
平衡铁通常做成扇形，其径向尺寸以旋转时不碰十字头导轨或活塞裙部为原则，厚度以不碰连杆为原则。
三、曲轴材料
钢曲轴，一般用40和45优质碳素钢。
因为碳素钢在合理的热处理及表面处理后，已可满足压缩机曲轴的要求，只有极少场合应用40Cr等合金钢。
碳素钢通常需采用调质处理和表面处理。
表面处理的措施有：
表面淬火、滚压用喷丸等。
铸铁曲轴系采用高强度铸铁，目前最常用的是球墨铸铁QT600-3。
球墨铸铁加入少量稀土元素，能进一步提高材料的性能。
球墨铸铁不仅加工方便，而且疲劳强度也胜于钢。
表1所列为光滑试件在弯—扭复合疲劳负荷下的疲劳极限。
球墨铸铁的耐磨性也很好，表2中列有锻钢和球墨铸铁曲轴在相同运行条件下，分别经过1000h和1500h的磨损。
数值表明正火的球墨铸铁比表面淬火的钢更耐磨。
但是，球墨铸铁曲轴当断面尺寸大时，质量不易保证，故大型压缩曲轴仍不得不依赖于锻钢制造。
曲轴主轴颈的同轴度，主轴颈与曲柄销的平行度，在100mm长度上不大于0.02mm。
轴颈圆度和圆柱度不大于2级精度孔公差的一半。
表1球墨铸铁与钢光滑试件在不同的弯扭复合疲劳负荷作用下的疲劳极限
材料
Mτ/Mw
τα/σα
疲劳极限/（×105N/m2）
σα-1
τα-1
球墨铸铁
（正火）
0
1.428
3.732
∞
0
0.714
1.866
∞
28.8
25.2
13.5
___
___
18.00
25.1
28
45钢（正火）
0
1.428
3.732
∞
0
0.714
1.866
∞
24.00
14.9
7.76
___
___
10.65
14.5
16.00
表2球墨铸铁曲轴与钢曲轴耐磨性比较
材料
运行时间/h
主轴颈磨损量/mm
曲柄销磨损量/mm
锻钢曲轴
（表面淬火）
稀土球墨铸铁曲轴（正火）
1000
1500
0.020-0.064
0.002-0.006
0.030-0.110
0.001-0.004
表中：
σ—正应力，τ—切应力
四、曲轴强度
曲轴强度计算主要包括静强度计算和疲劳强度计算。
静强度计算的目的是求出曲轴各危险部位最大工作应力。
疲劳强度计算的目的是求出曲轴在反复承受交变工作应力下的最小强度储备，通常以安全系数的形式表示。
曲轴强度计算法目前常用的有两种：
普通计算法和有限元法。
用有限元法计算时，应根据曲轴的特点、负荷情况及分析的目的，采用不同的计算模型。
在一般情况下，只截取一个曲柄进行分析。
曲轴受力分析曲轴受力情况较为复杂，两拐以上的曲轴通常是多支点支承，且四列以上时，图（3）双拐曲轴的受力分析计算简图
可能伴有扭转振动的附加应力，图（3）是一根双拐
曲轴的受力分析计算简图。
因此，在计算曲轴支反力时，必须抓住主要因素简化计算。
五、曲轴的扭振
在多曲拐的压缩机中，由于列数的增多和曲轴的增长，使曲轴的自振频率降低，有可能处于压缩机名义转速范围内，使曲轴因扭转振动而破坏。
但计算表明：
四拐以下的曲轴不可能发生扭振；多于四拐时，不排除扭振的可能性。
曲轴的扭振计算方法比较复杂，在此只能简要介绍。
6拐整体锻造实心曲轴如图（4）。
图（4）6拐整体锻造实心曲轴
曲轴的扭振计算的一般步骤如下：
1）当量系统计算：
将复杂的实际轴系，换算成扭振特性与之相同的简化系统——当量系统。
2）自由振动计算：
确定当量系统的自振频率及振型。
3）强迫振动计算：
确定轴系的振幅及扭振应力。
4）扭振消减措施的设计：
当计算的振幅或扭振应力超过相应的允许值时，则需要采取措施，例如修改轴系设计或加装减振器等，使轴系扭振得以改善。
目前，扭振计算方法有很多种，并且可借助计算机编程计算。
在按任何一种方法计算，特别是在作强迫振动计算和减振设计计算时，主要还得依靠实验统计的经验系数来进行。
由于经验系数具有局限性，因此，轴系扭振特性经过理论计算后，一般还需在轴系上进行实际测量，以核证计算结果的准确性。
改善扭转振动的方法如下：
1）调整轴系自振频率。
2）减小干扰力矩。
3）加装减振器。
为了改善扭转振动，有的企业将多拐曲轴（例如6拐或者8拐）设计成为2+4或者4+4模式。
六、曲轴的故障与维修
1、曲轴断裂及产生的原因
1）压缩机基础与电机基础发生不同的沉降，曲轴承受了巨大的附加载荷；
2）气缸轴线发生变化，与曲轴轴线不垂直，曲轴承受附加弯矩；
3）压缩机严重超载或某列活塞力严重超负运行；
4）设计缺陷；
5）材质问题；
6）锻压和热处理不合理；
7）轴颈与拐臂的过渡R角与轴颈过渡不圆滑，R角表面粗糙，未抛光；
8）内部的制造缺陷未经过探伤发现；
9）润滑部位失油或少油造成烧瓦及其事故的延伸；
10）其他运动部件事故给曲轴已造成现实伤害未被发现，曲轴带病运行；
11）使用时间过长，金属材料疲劳。
上述原因如果已经造成曲轴断裂事故的既定事实，便有可能造成更加严重的事故，对压缩机的安全运行带来严重威胁，而且对曲轴本身而言已不可修复。
只有认真分析原因，针对性的解决问题，更换曲轴和相关部件，杜绝此类事故的发生。
需要特别说明的是，上述原因除了造成曲轴断裂外，还可能造成主轴颈与曲柄销表面裂纹及非正常磨损。
所不同的是，如果仅仅造成这个结果，而且裂纹是极其浅表的，有很多企业也将它修复利用。
修复的方法与轴颈拉毛和正常磨损的方法一样，下面会一一介绍。
但从理论上讲，是不支持类似修复利用的。
3、轴颈磨损
1）均匀磨损曲轴的轴承与轴瓦长期磨擦，使轴颈出现均匀磨损。
轴颈表面与轴瓦中间油槽相对的部位不磨损，其两侧出现磨损。
在换轴瓦前，应将轴颈表面用纱布磨光磨平，而且要保证圆柱度符合要求。
轴瓦与轴颈的间隙，有经验公式：
主轴瓦径向间隙=（8-10））
连杆瓦径向间隙=（5-7）
压缩机在出厂的相关技术文件中，对上述间隙应该有比较详细的规定。
但是，
在现实工作中，上述间隙往往与环境温度等因素有关，所以间隙上下限的把握
必须灵活掌握。
如确有必要需要修改间隙参数，必须遵循有关规律。
修理曲颈的方法中，最为为可靠的是热喷涂工艺，修补后不易脱落。
热喷涂用的金属粉,应选与曲轴母材硬度比较接近,喷涂后表面应以主轴轴线为中心旋转,喷涂曲拐颈应以曲拐颈轴线为中心旋转。
喷涂后应曲轴磨床上磨削轴颈，或在车床上磨后抛光。
曲轴在喷涂前应用磁粉伤或渗透探伤法探伤。
2）轴颈拉毛由于轴瓦严重磨损或轴瓦外皮转动，会使轴颈表面严重损伤。
这种曲轴喷涂前，应先将轴颈磨光后探伤，确定有修补价值后，按上述方法修补。
曲轴修理后，可能出现各轴瓦间隙不一致，这时，间隙偏大的轴颈润滑将不充分，应采取措施解决：
a、提高润滑油压力，可将压力提高到0.6MPa,如果油泵流量不足,可考虑换油泵,并及时清洗机油过滤器,以免机油过滤器压降过大。
有些压缩机的油压表在过滤器和油泵之间,没有过滤后压力或差压表,当过滤器堵塞后,润滑油的压力并非运动部件的供油压力,出现“假油压”,很难保证运动部件的润滑。
压缩机运行1000h以上时，润滑油的压力应该是提高而不是降低。
一般来说，压缩机润滑压力在最高温度和最大压力工况时，应保证0.2～0.4MPa，国外有些标准则规定不能低于1MPa。
b、当对称平衡压缩机某主轴颈表面状况不良或间隙过大时，可扩大供油支管管径（从供油总管到轴承座的油管），使该轴承的供油能力得到改善。
4、键槽磨损曲轴主轴上键槽磨损的原因，是因为联轴器等部件与轴颈配合过松，或者锥形轴端的连接松动，使键槽承受不当的脉冲性冲击载荷。
出现这种情况时，应先对该轴颈及向内延伸的轴颈进行探伤检查，查明有无裂纹，确无裂纹产生时，才能修理。
修理时，应同时检查与和修理与主轴键槽配合的内孔键槽。
可先检查内孔键槽和轴颈键槽的一个侧面，修理中，用内径千分尺检查修理侧面与未修理侧面的平行度。
该侧面修好后，以该面为基准，修另一侧面。
按修后的键槽宽度配键。
按键宽和另一键槽宽度，计算键槽单边应修复的尺寸，按上述方法逐一修理键槽侧面，并不断用键进行宽度检查。
对锥形轴伸与配合的内锥面进行接触面积检查，接触面积达不到70%的，应刮研锥面。
第二部分：
连杆组件
一、
概念
连杆是压缩机运动机构中的主要零件之一。
其任务是与曲轴一起将输入压缩机的旋转运动转化为活塞的直线往复运动。
连杆的结构如图所示，其一端与活塞销或十字头销相连，称为小头；另一端与曲柄相连，称为大头；中间部分称为杆身。
大多数连杆大头是剖分的，与杆体分离的部分称为大头盖，由连杆螺栓紧固。
连杆大头孔中一般装有大头瓦。
绝大多数小头是整体的，小头孔中装有衬套。
图（5）连杆的组成
1-大头2-杆身3-小头4-螺栓5-螺母
6-大头盖7-小头衬套8-大头瓦
二、连杆结构设计
1、连杆结构分类
1）开式连杆大头是剖分的（图5）。
装配时置于曲柄销上后，用连杆螺栓紧固大头盖。
这是压缩机中最常见的型式。
2）闭式连杆大头是整体的，它没有连杆螺栓这一薄弱环节，但只能与曲柄轴或偏心轮轴，或曲拐为一种特殊形式的曲轴相配使用。
闭式连杆结构简单、制造方便、工作可靠。
当材料为铝时，往往不再设大头瓦与小头衬套。
整体式连杆仅适用于单缸的小型与微型压缩机。
3）大头组件式连杆大头组合式有两种型式。
其一是剖分的大头与杆身分别制造，最后用螺钉坚固在一起。
对于大型压缩机用钢制造连杆时，加大比较方便，但增加了零件数与安装工作量。
其二为闭式连杆大头轴瓦结构是可调的，轴瓦磨损后可利用其中的楔块的位移进行补偿。
这两种结构现在已很少用。
2、杆身结构
1）杆身截面形状连杆是一个受压杆载荷的零件，杆身截面形状决定于杆身的载荷情况和成形工艺。
合理的杆身截面为工字形截面（图6a）。
工字形截面的长轴y-y处在连杆摆动的平面内，使杆体材料利用合理，适合模锻和铸造。
当需要在中间钻油孔时，则可改为（图6b）所示的形状。
只有小批量生产时，为制造方便，杆身断面才采用圆形和扁圆形（图6c、d）。
图（6）连杆杆身的截面形状
a）工字形b）中心钻孔的工字形c）圆形、中心钻孔d）扁圆截面、中心钻孔
2）主要尺寸
a、杆身中间截面尺寸
dm=（1.65~2.45）
×10-4式中，dm为杆身截面面积的当量直径（m）；
Fmax为最大活塞力（N）。
对于Fmax≤10～20KN的高速、短行程小型连杆，式中系数1.65～2.15;
当Fmax＞20KN时，工字形截面，系数取2.14～2.20;圆形截面，系数取2.30～2.45。
对于圆形截面的杆身，dm即为杆身中间图（7）工字形、矩形的截面尺寸图
截面的直径；对于非圆形截面杆身，必须先
计算当量面积Am=πd2m/4,再求出截面尺寸，其中工字形截面Hm=
;矩形截面Hm=
。
杆身沿长度方向有一锥度，故中间截面即为H′和H″的平均值处的截面。
杆身截面沿长度方向通常是以直线和大圆弧过渡变化的，并根据受力情况愈接近大头处的截面尺寸愈大。
圆形截面：
在l′截面处的直径d′=0.9dm,l′=（1.25～1.35）d1;在l″截面处的直径d″=1.1dm,l″=（1.25～1.35）D1。
b、截面宽度工字形、扁圆形截面宽度Bm是不变的，其高度变化一般为：
在l′=（1.1～1.2）d1处，H′=0.8Hm
在l″=（1.1～1.2）D1处，H″=1.2Hm
2、小头结构
1）结构现代压缩机连杆小头多采用环形的整体结构.这种结构简单，制造方便，工作时应力分布比小头剖分式均匀，材料利用率高。
除铝合金连杆外，通常都压有衬套，材质通常为锡青铜，或孔内直接浇铸巴氏合金。
小头衬套的润滑方式有两种：
（1）靠从连杆体钻孔输送过来的润滑油进行压力润滑;2）在小头上方开有集油孔槽,承接曲轴箱中飞溅的油雾进行润滑，汇集的润滑油可通过衬套上开的油槽和油孔来分配。
小头也有用滚针轴承的,适用于干运转的微、小型压缩机，或其他适用滚针轴承的压缩机中。
2）
连杆小头最小截面的确定参见图（8）
截面c-c面积Ac=（0.85～1.00）Am,截面D-D面积Ad=Ac,当杆身为圆形截面时系数取下限值或中间值，当活塞力Fp〉20kN时系数可取上限值，以满足活塞销比
压要求。
图（8）杆身主要尺寸
3）受力分析连杆小头应力分布如图（9）所示，小头外缘1～3处及其杆身过渡5、6处拉伸应力较大；小头内孔4′处的拉伸应力也比较严重。
因此，小头设计应于5、6处，即小头与杆身的过渡部位适当加强。
图（9）连杆小头内外侧应力分布
3、大头结构
1）结构大头为整体式的特点是不要连接件，结构简单，强度提高，而且尺可以缩小。
小型压缩机的连杆大头，为了采用滚动轴承，也有把大头制成闭式的，大头孔内镶入滚动轴承，装配时必须从曲轴的特定端装入。
有些压缩机的连杆从材料合理利用角度出发，将大头外形制成偏心圆，只有模锻或铸造时才能获得这样的形状。
微型压缩机连杆在材料为锻铝时，通常不用大、小头轴瓦，直接在连杆大、小头孔内制出油槽，连杆大头顶端锻有击油杆，实现飞溅润滑。
2）剖分方式剖分式连杆大头适用十分广泛的切口型式为平切口（图5）。
3）结构尺寸及应力集中为了提高连杆大头结构的刚度和紧凑性，连杆大头的结构尺寸（参见图8）按下述方法选取：
（1）连杆螺栓孔之间的距离ι应尽量小，一般l=（1.24～1.31）D,D为曲轴销直径;
（2）连杆大头螺栓的支承高度为ι2,对大头体的刚度和强度影响较大,ι2值一般不小于（1.2～1.6）D;（3）大头盖截面尺寸,A-A截面面积Aa=（1.38～1.60）Am,当杆身为圆形截面时系数取下限值或中间值。
为了减少应力集中，连杆大头各处形状都应圆滑，特别是螺栓头或螺母支承面到杆身或大头盖的过渡处，都必须避免尖角。
4）大头盖为了提高大头盖的结构刚度，大头盖中部截面可制成工字形截面时刚性最好。
4、连杆在压缩机中的定位
定位方法有两种：
大头定位和小头定位
1）大头定位这时在连杆大头端面与曲柄销的配合端面，采用较小的配合间隙0.2～0.5mm,同时在小头端面与销座端面间,则取较大的间隙2～5mm。
要求轴瓦与曲臂间具有防摩擦措施。
当为薄壁瓦时，杆身大头两侧加半圆形铜片；当为厚壁瓦时，可将瓦片制有翻边。
大头定位连杆可能受偏心负荷。
2）小头定位这是在小头轴瓦端面与十字头体的配合端面之间，采用较小的配合间隙0.2～0.5mm，而在大头端面与曲柄销配合端面，取 2～5mm。
近年来大头轴瓦都喜欢采用薄壁瓦，故目前采用小头定位的连杆应用较为普遍。
5、连杆材料及热处理
小型、微型压缩机的连杆，通常采用LD5、LD8、LD10等锻铝材料，大、中型连杆多采用30、40、50优质碳素钢，也有采用30CrMo、40Cr等合金钢。
QT400、QT600及稀土合金球墨铸铁也是不错的选择。
对于锻造连杆，其锻造比应不小于3，并应进行金相检查、化学成分与力学性能试验；对于铸造连杆，除作以上各项试验外，铸件表面应十分光洁，不得有严重缺陷，例如粘砂、冷隔、气孔、缩松等缺陷存在。
一般锻造连杆多采用正火处理或调质处理；铸造连杆多采用正火处理。
对于有特殊需要的连杆，如要求有较高的力学性能时，则可采用等温淬火处理。
6、小头衬套
除少数大型卧式压缩机的连杆小头作成可分和可调整式并浇铸巴氏合金瓦，以及少数小型压缩机铝连杆小头直接与活塞销配合或采用滚针轴承外，近年来无论大小压缩机，都采用整体铜套结构。
连杆小头衬套内径按十字头销或活塞销的直径确定，厚度﹠和宽度b为［
﹠=（0.06～0.08）d
b=（1～1.4）d
式中,d为十字头销或活塞销直径。
小头衬套与十字头销的配合间隙
△=（0.0017～0.0012）d
小头轴瓦材料多采用锡青铜，当用钢瓦浇铸巴氏合金作小头轴瓦时，结构尺寸可参照有关的规定选取，但此时轴瓦与十字头销的间隙﹠为
﹠=（0.0004～ 0.0006）d
7、大头瓦
大头瓦有薄壁瓦与厚壁瓦之分.近年来国内外均趋向采用薄壁瓦,它在承受压力（可达20MPa）、装配、修理、制造成本等方面均比厚壁瓦优越。
［
8、连杆螺栓
连杆大头盖与大头连接用螺栓或螺钉紧固,绝大部分剖分大头盖用螺栓紧固。
连杆螺栓受交变负荷，就强度而论是压缩机中最簿弱的环节，它的破坏常导至压缩机的重大破坏事故。
1）连杆螺栓结构连杆螺栓应按弹性螺栓的原则设计。
中、小型压缩机制成（图10a）的形式，螺栓头部削去一部分，与大头相应的平面靠紧，以防拧螺母时螺栓旋转；中部I处略粗，它与大头螺孔配合，供大头盖定位之用。
大型压缩机制成（图10b）的形式，它的设计考虑更完善。
首先螺栓头只铣一缺口，以此和大头上的销钉相配，防止螺栓转动，这样的螺栓头就不会象（图10a）那样，因削去一部分，使承压面不均布而产生偏心负荷，从而使螺栓过渡圆角处造成附加的弯曲应为；其次除用来定位的配合面I处，又增加了两处配合面Ⅱ。
它的作用是当大头产生变形时，两个配合面Ⅱ跟着大头图（10）连杆螺母的结构转过一微小的角度，使螺栓头的承压面及螺母的承压面保持和螺栓中心线垂直，并和大头的平台面仍很好贴合，从而不会产生因贴合面局部接触而出现偏心载荷。
大头的变形使螺栓直径较小的部分受弯曲，因此产生的附加应力相对偏心载荷而言危害较小；此外，在螺母一端的配合面Ⅱ，还能抵抗拧紧螺母时，因扳手的作用力，可能使螺栓偏离自己的中心线而弯曲，并且由于螺母和平台之间的磨擦，使螺栓拧紧后仍处于弯曲状态，并使螺纹根部出现附加应力。
螺栓头部的过渡圆角；一般r＞0.2ds，ds为螺栓有效直径，r过小应力集中严重，但r过大时要防止圆角和大头孔的棱角相接触，螺栓孔口必须有更大的倒角，并使承压面减小。
大型压缩机连杆螺栓头部承压面应与连杆平台配合研磨。
螺纹宜用细牙，并且不低于两级精度。
螺纹外径取
ds=（0.18～0.25）d1
式中,d1为曲柄销直径。
螺栓长度取决于连杆大头台阶总高度，大头总高度ι约为
ι=（1.2～1.5）d1
2）连杆螺母结构合理的螺母结构,可减少螺纹连接应力集中,提高疲劳强度。
其基本原理是降低第1-3道螺纹所承受的作用力。
（图11）所示为结构为改进形式.图e、f要求螺栓尾部也钻成锥形孔。
试验表明图c、e的形式能提高疲劳强度60%与65%，但结构较复杂些。
图（11）连杆螺母的结构形式
连杆螺母安装后都需锁紧，一般应用冕形螺母，用开口销锁紧，或用一种冕形螺母的冠部具有锁紧功能的结构，用双螺母锁紧也是允许的。
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