根据公司提供的技术要求书内容，对防喷器拆卸装置要求主要有以下几点：

(1) 拆卸装置整体占地面积尽可能小且能完成对防喷器组件拆卸检修的要求；

(2) 防喷器拆卸装置能移动，在特定的工作场合工作；

(3) 拆卸效率高，提高拆卸的效率(对防喷器内部检修时需先将防喷器拆分开)；

(4) 防喷器拆卸装置上设置暂存装置，该装置用来暂放被拆卸下待检修的零部件，以便零部件检修。

基于公司的要求对现有的防喷器拆卸装置进行了背景调查，分析现有装置的优缺点，取长补短，主要是现有的装置集中在把防喷器在井口整体拆卸，后再由人工辅助拆卸各零部件后维修检查。由于防喷器整体重量大，工人作业危险系数高，拆卸大半时间在拆卸零部件上，为了缩短拆卸时间、提高工作效率、满足企业实际要求设计出一款能够实现保护工人安全、便利拆卸的装置。

螺杆与缸盖及闸板间的受力，防喷器组件在拆卸过程中，需要先使 图1 中缸盖1和闸板4分离，分离的前提是其上紧固缸盖和闸板的螺杆先拆卸，所以螺杆作为受力分析的首要对象，是其他部件卸载的前提，松动防喷器组件设备，以便后续拆卸工作，本文以2FZ18-35液压闸板防喷器中侧门所用的螺杆为M36 * 3 * 270，每个防喷器上有8个螺杆，各个螺杆的重量为：

$M=\frac{\pi }{4}\times D^2\times L\times \rho$ [12] (3-1)

式中，M——螺杆的质量；

D——螺杆直径；

L——螺杆长度；

$\rho$——螺杆材料密度。

本文对分析的零部件做简化的物理模型，并对该模型做出以下假设，以下理想条件下要求为：

(1) 不考虑螺杆紧固后与螺帽及闸板之间有间隙，会出现单边摩擦的现象，产生的螺纹松动；

(2) 不考虑交变载荷；

(3) 不考虑高温蠕变对材料的影响；

(4) 在拆卸时螺杆连接为理想状态无偏差，受力分布均匀；

(5) 不考虑防喷器运行时，螺杆与螺帽及闸板之间的磨损，微量滑移。

给定边界条件后，对螺杆的整个部位的受力做简化分析，受力简化图如 图2 [13] 所示。

基于以上要求，拆卸防喷器闸板附近的螺杆所需要的力需要达到的条件为，螺牙间的摩擦系数小于螺杆倾角：

$f_{s\le \alpha }$ [12] (3-2)

式中， $f_s$——螺杆的摩擦系数；

$\alpha$——螺杆牙间倾角。

本文中对螺杆的连接在上述条件下，可视连接方式为紧连接，且螺杆本身符合圣维南原理。上述中紧螺杆受到预紧力及扭转力矩作用。

在不受轴向力的作用下螺杆不滑移的条件为：

$f_{s}Qzi=k_s{F}_{\in }$ [12] (3-3)

式中，Q——螺纹预紧力；

z——螺杆个数；

i——螺杆结合面；

$k_s$——螺杆结合面系数；

$F_{\in }$——螺栓总横向力。

螺杆的拉应力为：

$\sigma =\frac{Q}{\pi d_c^2/4}$ [12] (3-4)

其中： $d_c$——螺纹危险界面直径。

剪切扭转应力为：

$\tau =\frac{T_1}{W_{\tau }}$(3-5)

其中： $T_1$——螺杆拧紧力矩；

$W_{\tau }$——抗扭模量。

对于圆界面来说 $W_{\tau }$可以用一下算式：

$W_{\tau }=\frac{\pi d_c^3}{16}$(3-6)

$T_1=Qtan\left(\phi +{\rho }^{\prime }\right)\cdot d_2/2$(3-7)

其中： $\phi$——螺纹升角；

${\rho }^{\prime }$——当量摩擦角；

$d_2$——螺纹中经。

对于钢制普通螺纹在M10到M64的螺杆摩擦系数一般取 $f_s$= 0.7螺栓的需用应力为

${\sigma }_{ca}=\frac{1.3Q}{\pi d_c^2/4}\le \left[\sigma \right]$(3-8)

在不破坏螺杆自身和不损伤闸板及缸盖二次使用的前提下，由上述公式进行力学推导，可得出拆卸螺杆所需要的力范围在4000 N到12000 N之间，该数据针对2FZ18-35液压闸板防喷器的计算结果，对其他类型防喷器需要具体问题具体分析。以上数据为防喷器拆卸装置的设计提供了必要的数据支持。

本文中描述的防喷器组件除了螺杆与缸盖及闸板之间的受力之外，缸筒与闸板分离、活塞杆与活塞、密封圈及闸板之间的分离都是设计防喷器拆卸装的重中之重，由于研究工作还在继续，其他部位尚未成熟，本文仅对以上较为成熟一个部位做出具体分析。

基于上述数据和防喷器实物尺寸数据，本文设计出螺杆部位拆卸的小车，小车的结构如 图3 所示，其中小车移动装置1的运动建立在小车移动装置2的平台上移动，工作时小车移动装置2相对地面之静止状态，小车均为拆卸装置上的一部分。

图示小车中根据螺杆拆卸力学范围，选取所用油缸大小：

$F_0=\frac{\pi }{4}{D}^{2}p$(3-9)

式中： $F_0$——理论推力；

D——缸径；

p——气缸的工作压力。

$F_1=\frac{\pi }{4}\left(D^2-d^2\right)p$(3-10)

式中： $F_1$——理论拉力；

d——活塞杆直径。

进行拉力计算时可令d = 0.3D，最终选取前法兰中低压油缸缸径80 mm，行径500 mm。上述小车中在小车移动装置1、丝杆升降机、抓取装置上下移动装置作用下，抓取装置及暂存装置可左右上下移动，对准不同的螺杆及其他卸载部位，从而减轻工人的劳动强度。

本文根据拆卸前拆卸小车在工作中的受力特点，建立了关键零部件的力学模型，总结计算出螺杆受力特点和大小，为拆卸检修小车的结构优化设计奠定了基础。

本文描述的拆卸检修螺杆装置采取许用应力的计算方法，此方法的计算方式是零部件最危险界面上计算应力小于等于其许用应力即：

$\sigma \le \left[\sigma \right]$

$\sigma =\frac{{\sigma }_s}{s}$

式中：σ为计算应力；[σ]为许用应力；σs为塑形材料的屈服应力；s为安全系数。

螺杆在拆卸出时抓取装置1上抓手里面会受到12000 N的拉力，抓手内接触面积2274.5 mm²，材料选用Q235钢，材料的屈服极限为235 MPa，许用应力为230 MPa。从 图4 的分析结果知，在抓手上下两个过渡面内出现了应力集中，最大应力为17 kPa，远小于许用应力，满足强度要求。