Технические статьи

ГлавнаяТехнические статьиФланцыРасчёты → Кинематика деформации симметричного фланцевого соединения

Кинематика деформации симметричного фланцевого соединения

Схема нагрузки на фланцевое соединение усилия затяжки болтов

Схема нагрузки на фланцевое соединение усилия затяжки болтов

При производстве ответственных деталей трубопроводов, таких как фланцы гидротурбин, производителем фланцев должны приниматься во внимание деформационные пределы, возникающие при внешних нагрузках на фланцевое соединение, затяге болтов и других воздействующих силах. Теоретические расчеты моделей фланцевых соединений всегда должны быть подкреплены экспериментальными исследованиями.

Дата публикации: 2 апреля 2011

Автор: Дроздов М.В., ООО «Инженерный Союз»

Разместите статью о трубопроводах в данном каталоге
Ваша информация на каталоге технических статей

Экспериментальное исследование деформированных и напряжённых фланцев

Для формулировки исходных допущений теории расчета фланцев и последующего сопоставления замеренных и расчетных данных проводилось экспериментальное исследование деформированного и напряженного состояний несимметричных фланцевых соединений первого рода стальных моделей трубчатых валов гидротурбин при различных значениях коэффициента затяга κ в условиях осевого нагружения.

Исследования проводились на 14 моделях, отличавшихся соотношением основных размеров и формой перехода от оболочек к фланцам. На пяти моделях подробно изучалась кинематика деформации фланцевых соединений.

Расчётные схемы для плотно прилегающих фланцев.

Рис. 1. Расчётные схемы для плотно прилегающих фланцев.

В первых четырех моделях переходная область от фланцев к оболочкам была выполнена в виде закругления, а в пятой - в виде оболочки переменной жесткости и малой конусности (рис.1, б). Первые четыре модели отличались отношением высоты фланца h1 к ширине первоначального прилегания t (рис. 2). Это отношение изменялось от 1,15 (модель с h1= 60 мм) до 0,48 (модель 4 с h1 = 25 мм) за счет утончения фланцев.На всех фланцевых соединениях было установлено по  20 болтов м24. Отношение шага установки болтов t1 (рис. 2, г) к их диаметру (относительный шаг) равнялось 2,08, т. е. головки болтов dr располагались так плотно на фланцевых соединениях, что "конусы давления" , определяемые размерами h1α,hα  и углами α пересекались, что характерно для ответственных конструкций. Размеры моделей, которые оставались неизменными, приводятся на рис. 2,б.

Модели 2 и 3 с наиболее характерными отношениями основных размеров испытывались на четырех значениях коэффициента затяга; модель 4 с самым тонким тонким фланцем, при трех, а модели 1и 5 - при одном значении коэффициента затяга.

Зависимость искривления образующих фланцев от затяга болтов (или шпилек)

Рис. 2. Зависимость искривления образующих фланцев
от коэффициента затяга болтов (или шпилек)

На графиках рисунка 4, а представлены зависимости углов поворота радиальной образующей фланца I и модели 2 в точках 1—3 от коэффициента затяга κ, который в данных испытаниях принимал значения 0, 1, 2 и 4 на графиках рис. 2, в - такие же зависимости в точках 1,4 и 5 - наружной цилиндрической образующей фланца I. Точки 1, 2, 3 располагались соответственно в 10 мм от наружной цилиндрической образующей фланца, на окружности центров болтовых отверстий и у переходной галтели. Точки 4 и 5 располагались на середине высоты  цилиндрической образующей фланца и в 10мм от плоскости разъема. Измерение углов поворота в этих точках производилось при помощи коллимационных труб и зеркал, укрепленных на специальных шпильках с целлулоидными подушечками. Погрешность этих замеров не  превосходила ±0,5×10-5 рад., т.е. она составляла в целом ±1 % замеряемых величин. Деформация в болтах при их  затяге гайками, а также при последующем нагружении соединений измерялись с помощью специальных штырей и индикаторов, вворачиваемых в центральные отверстия болтов. Погрешность этих замеров при цене деления индикаторов в 0,001 мм составляла в среднем ±3%.

На рис. 2. а, в, а также в таблице 1 приведены данные характеризующие искривления радиальной и наружных цилиндрических образующих фланцев моделей при нагружении их осевой силой. В последнем столбце таблицы даны относительные искривления {phi_max - phi_cp}/phi_cp 100% радиальной образующей фланцев.

Таблица 1.

Значения углов поворота сечений φ в точках 1-3 моделей в зависимости от коэффициента затяга κ
№ модели фланцевого соединения h1 / t κ φ⋅10-5, рад φср, рад {phi_max - phi_cp}/phi_cp 100%
1 2 3
1 1.15 2,0 59,3 62,0 68,0 63,3 7,40
2 0,86 0 94,5 101,4 101,0 99,0 2,0
1,0 72,9 81,1 80,2 78,2 2,50
2,0 55,1 59,7 67,0 60,6 10,3
4,0 37,3 38,0 45,6 40,3 13,2
3 0,70 0 96,0 107,1 118,0 107,0 11,2
1,0 88,6 98,0 108,0 98,3 9,90
2,0 56,3 63,5 74,0 64,7 14,4
4,0 22,5 26,0 33,2 27,2 22,0
4 0,48 0 194,0 225,0 209,5 7,40
1,0 153,7 145,8 180,8 160,0 13,0
2,0 90,4 105,5 133,2 110,0 21,1
5 (конический переходник) 0,86 2,0 53,1 56,3 60,9 56,8 7,20

Выводы исследований деформации фланцев

Рассматривая данные рис. 2 и таблицы 1, можно констатировать:

1) при отсутствии начального затяга в болтах (κ = 0) цилиндрические образующие фланцев не искривляются; радиальные образующие искривляются до 2 % ( h1 / t = 0,86) и до 11,2% у модели  3 (h/ t = 0,7);

2) если коэффициент затяга κ больше единицы, что всегда имеет место во фланцевых соединениях с плотно прилегающими торцами, цилиндрические образующие фланцев искривляются значительно больше, чем радиальные образующие; например при часто используемом значении коэффициента затяга, равном 2, угол поворота цилиндрической образующей фланца  модели 2 в точке 5 в 2,16 раз меньше, чем в точке 1 (рис. 2, в), тогда как  максимальное  относительное искривление в точке 3 радиальной образующей этой же модели составляет лишь 10,3 % (см. табл.)

3) при h1 / t ≥ 0,7 и κ ≤ 3,0 которые охватывают подавляющее большинство, рассматриваемых фланцевых соединений, искривление радиальной образующей фланца не превосходит 15%;

4) если h1 / t ≤ 0,48  и κ ≥2,0 (модель4) и h1 / t ≤0.7 и κ ≥ 4,0, относительное искривление радиальной образующей может превзойти 20%;

5) при выполнении переходной зоны от фланца к валу в виде оболочки малой конусности с линейно изменяющейся толщино (модель 5) вместо закругления (модель 2) несколько снизилось среднее значение  угла поворота радиальной образующей на (3-5 %) и относительное искривление.

Результаты замеров, проводившихся при  одном значении коэффициента затяга на остальных девяти моделях, которые отличались от предыдущих радиусами переходной галтели и размерами переходной конической оболочки (см. воротниковые фланцы), согласуются  отдельно.

Как показывает теоретический анализ, искривление радиальной образующей осесимметрично деформированным неконтактирующих кольцевых фланцев незначительно, если отношение  наружного радиуса фланца к внутреннему не больше  двух. В этом можно убедиться, рассматривая данные таблицы 2, где сопоставляются коэффициент максимального прогиба ymax = kδ PR2/(Eb3) и коэффициент максимального кольцевого напряжения σΘkσ PR2/(Eb2) кольцевой пластины, опертой по наружному периметру и загруженной поперечной силой, равномерно распределенной по внутреннему контуру, подсчитываемые по теории кольца и гибкой пластины.

В графе 4 таблицы 2 приведено в процентах превышение максимального прогиба, подсчитанное по теории пластины, по сравнению с прогибом,  подсчитанном по теории кольца, а в графе 7  - превышение максимальных  кольцевых напряжений пластины, по сравнению с максимальными напряжениями в кольце, подсчитанные по тем же теориям.

Таблица 2.

Сравнение коэффициентов максимальных прогибов и напряжений при различных отношениях радиусов кольцевой пластины
R/RB kδ {(3)-(2)}/(2) ⋅100% kσ {(6)-(5)}/(5) ⋅100%
Кольцо Пластинка Кольцо Пластинка
1 2 3 4 5 6 7
1,25 0,341 0,342 0,290 1,07 1,10 2,80
1,50 0,519 0,525 1,12 1,18 1,26 6,78
2,00 0,672 0,691 2,82 1,38 1,48 7,25
3,00 0,734 0,783 6,68 1,76 1,88 6,82

Из таблицы 2 видно, что если отношение наружного радиуса к внутреннему не больше двух (R/RB ≤ 2), то максимальный прогиб и максимальные напряжения , подсчитанные по теории гибкой пластины, превосходят соответствующие величины, подсчитанные по теории кольца, не более, чем на 2,82% и на 7,25% соответственно.

Заключение

К аналогичным выводам относительно пределов деформации фланцев можно прийти, на основе методов Уотерса—Тэйлора и С.П. Тимошенко. В подавляющем большинстве случаев, когда отношение толщины фланца к общей толщине колец фланцевого соединения не менее 0,7 и коэффициент затяга не превышает трех, искривление радиальной образующей фланца не превосходит 15%. Такие деформационные пределы должны приниматься во внимание при производстве деталей трубопроводов.

Список литературы

  1. Бугов А. У. К расчету прочности фланцевых соединений крупных валов гидротурбин // М.-Л. : Гидротурбиностроение, 1957, №4... – с. 233-246.
  2. Englesson J. Welded Tubular Shafts for Vertical Water Turbines. // Water Power, 1961, May.
  3. Бугов А. У. Еще раз о расчете напряженного состояния симметричных кольцевых фланцевых соединений валов гидротурбин // «Энергомашиностроение», 1966, № 7... – с. 5-7 c.

Получив доступ к данной странице, Вы автоматически принимаете Пользовательское соглашение.

Rambler's Top100