Технические статьи

ГлавнаяТехнические статьиФланцыПрименение → Усталостная прочность фланцев и крепежа в кольцевых фланцевых соединениях

Усталостная прочность фланцев и крепежа в кольцевых фланцевых соединениях

Схема деформации фланцев и болтов во фланцевом соединении, раскрытом осевыми нагрузками.

Схема деформации фланцев и болтов во фланцевом соединении, раскрытом осевыми нагрузками.

Кроме осевых усилий и внутреннего давления, фланцевые соединения могут быть подвержены действию переменного крутящего момента. Из-за несоответствия крепежа болтовым отверстиям болты будут воспринимать неравные нагрузки.

Дата публикации: 7 апреля 2011

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

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

Соединения фланцев под действием крутящих моментов. Болты с поясками.

Фланцевые соединения деталей ротора ряда агрегатов передают, кроме осевого усилия с постоянными Pm и переменными Pa составляющими (рис.1, а-в) и внутреннего давления, большие крутящие моменты. Для передачи этих моментов болты фланцевых соединений выполняются с припасованными поясками, которые изготавливаются по посадке движения (А / D).

Схема деформации фланцевого соединения в условиях сложного сопротивления

Рис.1. Схема деформации фланцевого соединения в условиях сложного сопротивления

Площади этих поясков крепежа выбираются из расчета на сложное сопротивление при действии на них нормальных и касательных напряжений.

Неточное соответствие расположения болтов или шпилек отверстиям и последствия этого

Касательные напряжения  рассчитываются в предположении, что все шпильки (болты) равномерно воспринимают поперечные нагрузки от крутящего момента, что справедливо лишь в случае, когда зазоры между болтами и фланцевыми отверстиями одинаковы. Однако в реальном исполнении эти зазоры могут различаться ка в пределах, так и за пределами технологических допусков. Вследствие этого шпильки (болты) будут воспринимать неравные доли поперечной нагрузки от крутящего момента. Более нагруженными будут шпильки (болты), посаженные с минимальными зазорами.

Болты при раскрытии плоского соединения фланцев

Условия работы припасованных болтов фланцевых соединений валов, передающих синхронно изменяющиеся переменные осевые усилия и крутящие моменты, могут существенно ухудшиться, если осевые силы так раскроют фланцевые соединения, что окружность радиуса Rx (рис.1, а), с которой начинается раскрытие, зайдет в область расположения болтов. Это можно объяснить, рассмотрев процесс деформирования болтов за один цикл синхронного изменения осевого усилия и крутящегося момента.

Циклическое изменение деформирования фланцевого крепежа

Предположим, что усилия затяга фланцевого крепежа (болтов, гаек, шпилек) таковы, что минимальное значение Pm - Pa переменного осевого усилия Pm ± Pa не раскрывает фланцевое соединение, а при возрастании осевого усилия до максимального значения  Pm + Pa фланцы раскрываются до окружности радиуса Px, заходящей за окружность центров болтовых отверстий. В процессе такого расхождения фланцев будет происходить скольжение фланцев по пояскам болтов, к которым они прижаты поперечными силами Pc  с постоянными Pст   и переменными Pca составляющими, передающимися на болты от крутящегося момента (рис.1, в). Вследствие этого в материале болта, заключенного между двумя поперечными сечениями, проходящими через отрезки аб и ав (рис.1, а), могут возникнуть большие дополнительные напряжения растяжения за счет деформации болта Δ1б -в на участке бв, вызванные силами трения скольжения F, которые будут суммироваться с напряжениями затяга и с напряжениями, вызванными общей деформацией фланцевых соединений.

Расчет напряжений затяга крепежа и деформации стальных фланцев

Расчет напряжений затяга и напряжений, вызванных общей деформацией фланцевого соединения, может производиться по формулам для различных типов фланцевых соединений. Расчет напряжений, вызванных силами трения скольжения, затруднителен потому, что определение этих сил представляет собой неопределенную задачу. Если оценивать величину силы трения как произведение равнодействующей сил нормального давления на коэффициент трения, то при небольшом значении коэффициента затяга, пренебрегая силами трения между фланцами, можно получить:

Fтр = fcPc = 1.76×10/ 6.4= 275 кгс,

где fc = 0.2 - коэффициент трения по поверхности соприкосновения припасового пояска болта и стального фланца; 1.76×105кгс см - максимальная величина крутящегося момента.

Условные средние напряжения в болте будут равны

Qбу = 275 / (0.785×0.92) = 550 кгс/см2.

Принимая линейный закон распределения этих напряжений, получим для случая, когда раскрытие сечений фланцев доходит до точки а1 (Rx = Rb + 0.5d0), σдт = + 1100 кгс/см2, где d0  - диаметр болта в припасованной части.

Продольные напряжения в болтах

Условная эпюра напряжений вдоль волокна 2-2 болта, соответствующая максимальной величине растягивающей силы, изображена на рис.1, г. При снижении осевой нагрузки упругие силы, действующие во фланцевом соединении, будут уменьшать раскрытие фланцевого соединения, и при P=Pmin в соответствии с исходными допущениями фланцы будут соприкасаться по всей кольцевой площади шириной X1 = R - R* (рис.1, б).

В процессе такого движения происходит скольжение фланцев по пояскам болтов в обратном направлении. Возникающие при этом силы трения F1 (рис.1, б) стремятся вызвать напряжение сжатия на участке абв (рис.1,а) пояска болта, на котором имеет место относительное скольжение фланцев по пояску.

Условная эпюра напряжений вдоль волокна 2-2, соответствующая этому движению фланцев, изображена на рис. 1, д, где σ''бт - суммарные напряжения вдоль волокна 2-2 болта на его свободном участке; σ''д - максимальные по абсолютному значению напряжения, возникающие на участке под действием сил упругости соединения.

Трудности прямой оценки реальных зазоров между фланцевым крепежом и отверстиями

Из предыдущего анализа видно, что если переменное осевое усилие раскрывает хотя бы частично кольцевое фланцевое соединение с припасованными болтами, воспринимающее переменный крутящий момент, то на небольших участках припасованных поясков, прилегающих к плоскости разъема, могут возникнуть значительные осевые напряжения, не учитываемые теорией, изложенной  ранее.

Величины этих напряжений для различных болтов могут существенно различаться из-за наличия неравномерных технологических зазоров между болтами и отверстиями для них. Поэтому в болтах, установленных с минимальными зазорами, эти дополнительные напряжения могут значительно превышать те значения, которые получены выше в результате оценочного расчета. Определить эти напряжения путем непосредственного замера не представляется возможным, потому что поверхности припасованных поясков, из которых они возникают, плотно закрыты прижатыми к ним цилиндрическими поверхностями болтовых отверстий во фланцах, и установить на эти поверхности какие-либо датчики для замера деформаций весьма затруднительно.

Заключение

Для непрямой проверки напряжений в болтах или шпильках может быть проведено испытание на усталость кольцевых фланцевых соединений с болтами, когда соединение воспринимает одновременно изменяющиеся осевую силу и крутящий момент. Результаты таких испытаний приводятся в следующей статье; изготовитель должен применять результаты этих испытаний при проектировании и производстве фланцев.

Список литературы

  1. Schneider R. W. Flat Face Flanges with metal-to-metal contact Beyond the Bolt Circle // Journal of Engineering for Power, Transactions of the ASME, 1968, ser. A, N 1.
  2. Englesson J. Welded Tubular Shafts for Vertical Water Turbines. // Water Power, 1961, May.
  3. Гуревич С. Г. Решение плоской задачи для прямоугольной области и применения ее для расчета фланцевых соединений // Прочность элементов паровых турбин. М.-Л., 1951... – с. 125-127.

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

Rambler's Top100