的动力学（图5）：在螺纹根部形成疲劳骨折，骨折深的生长的部分，其合并，并在杆的削弱部分的分手。
因此，所执行的测试的结果已经讨论了杆，其为形成和裂缝的生长在螺纹根部的破坏的根本原因。
图6.对在曲轴转杆纵向力F框图角φ：1）的力，由于在气缸中的压力; 2）杆活塞系统的惯性力; 3）对气缸活塞的摩擦力; 4）产生的纵向力。
图7.理论杆疲劳曲线：N - 活塞杆装载周期数，T - 无故障运行PGC时间，ΣA
- 应力幅。
在与图1所示的算法一致。 3，装载模式，强度和服务在设计和实际化妆活塞杆的寿命通过计算用的程序进行分析[8,9]。基于第二PGC阶段的指示图，并使用在[8]，我们确定的值和构造的纵向力的图中的活塞杆作为程序的杆活塞系统动态分析的参数的计算结果曲轴（图6）的旋转角的函数（正值对应于张力和负，以压缩）。
人们发现，绝对最大符号变量所得纵向在杆的力（图6）为600千牛顿;一个完整的张力压缩杆负荷周期是在一个单一的曲轴转完成，不对称（偏斜）系数是1.12;在300rpm的稳态曲轴转速，负载周期的频率为5赫兹。
计算已通过在杆螺纹根部的应力集中的理论和有效系数的有限元素法的实际条件，即下被执行时，根可变曲率的条件下（图4b），并设计条件[7]。对于具有可变根曲率的螺纹，应力集中的有效系数比为设计螺纹的1.4倍。
基于该部分的几何参数的值，注册变力，以及应力集中系数，我们确定额定循环应力的幅度中的杆部和在实际情况和设计下的断裂形成的区域中的螺纹根部条件。
使用用于循环（疲劳）强度和所计算的数据所获得的金属的实际的力学特性值和循环应力的幅度，我们构建，基于所述方法假定PNAE G-7-002-86 [9]，所述在裂缝形成区域杆疲劳的理论曲线（图7），其中，1和2是对金属的实际性能和设计版本的最低要求的特性的疲劳曲线; ΣA鼠是在节额定应力的幅度; σa1和σa2是在实际的状态，并在设计中的状态，分别在螺纹根部的表面上的应力的幅度; t1和t2是对应于环状杆强度的标准条件（与金属的实际属性）中的实际状态和在线程的设计版本的用尽无故障运行倍; t3为对应于与金属的螺纹和最小标准属性的设计版本的常规杆的循环强度的标准状态的用尽无故障运行的时间。
根据杆的计算疲劳寿命（图7）：疲劳强度为断裂杆的标准条件是在无故障运行时间t1= 480小时（530小时后发生断裂）耗尽;用于与螺纹轮廓符合设计版本和与该金属，所计算的无故障运行时间，直到疲劳强度T2 =8500 H型耗尽和用于与螺纹轮廓和的最低标准属性杆的实际性能的杆金属T3 =5550小时。在具有可变曲率的螺纹根部一个聚集存在而产生的18倍，其疲劳寿命的螺纹和减小负荷的增加了40％。
损坏的杆的故障自由服务时间的预测估计表明，可以接受的准确度为9%，因此，建议的方法可以建议使用类似的计算。
实际和预测的杆使用寿命和该PGC的预定服务的频率的比较分析表明，杆的实际无故障使用寿命的传播直到解体（480-5000 h）和螺纹轮廓预测寿命和最小性能金属按设计（5550 H）是小于压缩机直到介质修复（7200小时）在预定无故障运行时间，在此期间，预定的拆解，监控和更换气缸 - 活塞组受损部位的被执行出。所以，为了防止杆失败，有必要提高所使用的杆的疲劳寿命，并降低其值的分散，以及进行在气缸 - 活塞组该PGC的修理和它们之前拒绝杆达到预定的疲劳寿命。
结论
1.杆的故障发生是因为在螺纹根部的形成和疲劳裂缝的生长的无故障运行的527h后的活塞螺母附近的螺纹区域。
2.故障裂缝形成并长大由于杆的实际结构参数和所设计的那些之间的不匹配。 3.预测具有结构参数和金属按照设计的最小容许属性杆的螺纹区域的疲劳寿命是小于介质维修之间的压缩机的定无故障运行时间，在此期间，拆解，检查，和更换气缸 - 活塞组的部件都进行。
4.建议通过提高制造技术提高杆的疲劳寿命，螺纹质量监测[ 10 ]，以及重建的杆连杆与十字头与活塞[ 11 ]。额定的无故障运行时间的PGC的气缸活塞组的维修–之间不得超过预测（计算）杆的疲劳寿命。
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