Главная Трубопроводы Фланцы Энергетика Фланцы валов энергетических агрегатов

Фланцы валов энергетических агрегатов

Раскрытие фланцевого соединения под изгибающей нагрузкой

Раскрытие фланцевого соединения под изгибающей нагрузкой

Фланцы вращающихся деталей объектов энергетики претерпевают как осевые воздействия, так и высокочастотные динамические радиальные нагрузки, напряжения от внутреннего давления масла. Ввиду высокой металлоемкости и ответственности данных фланцевых соединений их расчет является актуальной задачей.

Дата публикации: 16 мая 2011

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

Фланцевые соединения сложнонагруженных соединений объектов энергетики

Фланцы вращающихся деталей объектов энергетики (фланцы валов, роторов и др.) претерпевают осевые, изгибающие и гидростатические нагрузки. Ввиду высокой металлоемкости и ответственности производства таких фланцевых соединений их расчет является актуальной задачей. Фланец карданного вала автомобиля также претерпевает сложное переменное воздействие механических усилий разной направленности.

Фланцевые соединения ротора и других деталей гидроагрегатов

Фланцевые соединения деталей объектов энергетики выполняются контактирующими

Фланцевые соединения ротора и других деталей гидроагрегата воспринимают, кроме осевого усилия Рос (рисунок 1, а), усилия от внутреннего давления масла, а также моменты М(рисунок 1, в),изгибающие ось конструкции.

Контактирующее фланцевое соединение под воздействием изгибающих и осевых усилий.

Рисунок 1. Контактирующее фланцевое соединение под воздействием изгибающих и осевых усилий.

Дополнительные напряжения в крепеже от изгибающих усилий

Изгибающий момент вызывает дополнительные напряжения в крепеже и перераспределение контактных напряжений в стыке.

Случай отсутствия раскрытия фланцевого соединения

Рассмотрим сначала фланцевые соединения, в которых осевые силы не вызывают даже частичного раскрытия (рисунок 1, а и б).

Если прилагать к такому фланцевому соединению, растягиваемому через оболочки постоянными силами Рос, увеличивающийся изгибающий момент Мr, то радиальная ширина нераскрытия Х1 начнет уменьшаться с той стороны, где момент вызывает деформацию растяжения. При этом абсолютное значение контактных напряжений будет возрастать в нижней части стыка и иметь максимальное значение в точке 2 рисунок 1, в).

Раскрытие фланцевого соединения под действием изгибающего момента

При некотором значении изгибающего момента ширина нераскрытия Х1 со стороны растяжения изгибающим моментом обратится в нуль и сольется с точкой 1. Дальнейшее увеличение момента вызовет раскрытие фланцев с образованием сквозной щели со стороны точки 1 (рисунок 1, в,г).

В нижней части фланцевого соединения, (со стороны точки 2) будет происходить дальнейшее возрастание контактных напряжений по абсолютному значению, но ширина контакта не будет меняться, так как в исходном положении Х1 = t.

Усиление раскрытия соединения стальных фланцев при частичном раскрытии в ненагруженном изгибающим моментом состоянии

Описанная выше схема деформации усложнится, если в исходном положении (до приложения момента) имело место частичное раскрытие соединения стальных фланцев (Х1 t) (рисунок 1, д,е). Приложение увеличивающегося изгибающего момента вызовет в этом случае такую же картину изменения контактных условий со стороны точки 1, как и в первом случае.

Однако при этом ширина прилегания фланцев Хсо стороны точки 2 будет увеличиваться до тех пор, пока не будет выполнено условие Х1= t. Дальнейшее увеличение момента будет приводить к возрастанию абсолютного значения контактных напряже-ий по всей ширине Х1= t в нижней части стыка, как и в первом расчетном случае.

Расчёт соединения фланцев

Упрощение фланцевых соединений до эффективных втулок

Попытка отразить в расчетной схеме все особенности деформации рассматриваемых фланцевых соединений была бы связана с большими трудностями в определении момента инерции стыка весьма сложной конфигурации, и вряд ли она была бы оправдана.

Изгибная жесткость стыка рассматриваемых фланцевых соединений может быть заменена жесткостью эффективных втулок, связанных жесткой диафрагмой, как это можно сделать также в случае фланцевых соединений лопастей.

Площади сечений эффективных втулок следует определять исходя из величины площади фактического контакта фланцев, определяемой наружным диаметром кольцевой площади контакта, размером Х1, диаметром болтовых отверстий и их количеством.

В данном случае плоскость разъема не будет деформироваться вследствие симметричного приложения изгибающих моментов относительно этой плоскости.

Расчет можно производить в следующей последовательности:

  1. в зависимости от типа рассматриваемого фланцевого соединения устанавливаются требуемые значения кольцевой площади контакта Х1,коэффициента и усилия затяга;
  2. подсчитываются значения дополнительного коэффициента затяга, а затем и дополнительного усилия затяга, на которые надо увеличить их значения, чтобы изгибающий момент не нарушил бы заданные условия плотности.

Расчёт параметров нераскрывающегося фланцевого соединения

Расчёт коэффициента затяга болтов и гаек для нераскрывающихся фланцевых соединений

Для нераскрывающихся фланцевых соединений выражение для дополнительного коэффициента затяга болтов и гаек получится в виде:

kappa_{1d} = {M_r R_{delta}}/{ P_{oc} lambda_{Phi} sum{1}{n}{{{a_i}^2}/{{lambda_{Phi i}}^x}} },         (1)

где Rδ — радиус окружности центров болтовых отверстий, λФi — податливость эффективной втулки, соответствующей i-му болту, λФ — коэффициент податливости фланцевого соединения.

 

Остальные обозначения ясны из предыдущего изложения и из рис. 32.

Полный коэффициент затяга

κ = κ1 2 + κ,       (2)

где κ1 2 — коэффициент затяга в зависимости от рассматриваемого типа фланцевого соединения.

Расчёт максимальных напряжений для нераскрывающихся фланцевых соединений

Выражение для суммарных максимальных напряжений в i-м болте может быть получено в виде

{sigma_{delta i}}^m = {P_{oc}}/{sum{1}{n}{F_{delta i}}} (kappa + chi) + sigma_d + {M_r E_{delta i} {X_{delta i}}^m}/{l_{p delta i}} {sum{1}{n}{{{a_i}^2}/{{lambda_{Phi i}}^x}}}^(-1),   (3)

где κ вычисляется по (2); σd — дополнительные изгибные напряжения в рассматриваемой точке болта, рассчитываемые в зависимости от типа фланцевого соединения, l — рабочая длина болта, χ — коэффициент основной нагрузки фланцевого соединения.

 

Расчёт параметров раскрывающегося фланцевого соединения

Выражение для дополнительного значения коэффициента затяга в случае частичного раскрытия фланцевого соединения от изгибающего момента получается в виде

kappa_{2d} = { (M_r - P_{oc} a_0) X_{1m}}/{ P_{oc} lambda_{Phi} m (1+ a_0) },    (4)

где Х1m — ширина стыка (рисунок 1, г), по которой сохраняется контакт фланцев.

Полный коэффициент затяга

κ = κ1 2 + κ2d,    (5)

Выражение для суммарных максимальных напряжений в i-м болте можно получить в таком виде:

{sigma_{delta i}}^m = {P_{oc}}/{sum{1}{n}{F_{delta i}}} (kappa + chi) + sigma_d + {M_r - P_{oc} (kappa + chi) a_0}/{ m } {E_{delta i} {X_{delta i}}^m}/{l_{p delta i}},       (6)

где Хδim — ордината точки i-го болта, максимально удаленной от главной центральной оси OY.

Если болты фланцевого соединения расположены так плотно, что сечения эффективных объемов сливаются, расчет дополнительных напряжений в болтах от изгибающего момента можно производить в соответствии с методом, изложенным в работе [4].

Заключение. Применение результатов расчета при производстве фланцев

Фланцевые соединения валов энергетического оборудования являются ответственными соединениями, нуждающимися в тщательном расчете и специальных испытаниях. Из-за высокой сложности прилагаемых усилий приходится делать ряд упрощений.

При проектировании и производстве фланцев энергетического оборудования необходимо руководствоваться расчетами для повышения надежности и снижения ресурсоемкости производства.

Список литературы

  1. Бугов А. У. К расчету прочности фланцевых соединений крупных валов гидротурбин // М.-Л. : Гидротурбиностроение, 1957, №4... – с. 233-246.
  2. Макаренков А. Г. Исследование напряженного состояния фланцевого соединения с учетом физической нелинейности материала // «Прикладная механика». Отд. математики, механики и кибернетики. Изд-во АН УССР, 1970, т. VI, вып. 2... – с. 45—48.
  3. Расчет на прочность деталей гидротурбин / А. Я. Аронсон, А. У Бугов, В. М. Малышев и др... – М.—Л. : Машиностроение, 1965. – 392 c.
  4. Герметичность неподвижных соединений гидравлических систем / В. Г. Бабкин, А. А. Зайченко, В. В. Александров и др... – М. : Машиностроение, 1977. – 120 c.

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