Кинематика деформации симметричного фланцевого соединения

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.

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 d_r 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.

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 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
			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 (h₁ / 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 y_max = k_δ PR²/(Eb³) и коэффициент максимального кольцевого напряжения σ_Θ = k_σ 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/R_B ≤ 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.

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