УЗЕЛ ФЛАНЦЕВОГО СОЕДИНЕНИЯ Российский патент 2001 года по МПК F16L23/00 

Изобретение относится к машиностроению, в частности к гидромашиностроению, и может быть использовано в гидротурбиностроении для соединения вала гидротурбины с валом гидрогенератора и с рабочими колесами гидротурбин, а также вала гидрогенератора с остовом ротора гидрогенератора и др.

Известны конструкции узлов фланцевого соединения сильнонагруженных деталей машин, в которых осуществляется соединение болтами, установленными во фланцевые отверстия без зазоров и с зазорами [1] (стр. 36, фиг. 1.20 и 1.21).

В узле фланцевого соединения, в котором болты устанавливаются в отверстия без зазора, соединяемые детали должны совместно обрабатываться. Причем отверстия в соединяемых фланцах калибруют разверткой или расстачивают совместно, а диаметр стержня болта выполняют с допуском, обеспечивающим заданную посадку.

Эти технологические операции весьма трудоемки. Сборка и разборка таких соединений не только трудоемки, но приводят к задирам посадочных поверхностей отверстий фланцев и шлифованных поверхностей болтов.

При расчете такого типа групповых болтовых соединений от совместного действия поперечных и осевых усилий принимают, что болты нагружены равномерно. Однако, как показали экспериментальные исследования усталостной прочности таких соединений при полном моделировании напряженного состояния и материалов, болты в таких соединениях нагружаются от сдвигающих нагрузок существенно неравномерно. Коэффициент неравномерности при посадке болтов H7/g6 (A/C) доходит до 0,3 [2], что приводит к разрушению болтов каждого испытуемого соединения группами.

Эти недостатки существенно снижают конкурентноспособность рассматриваемого узла соединения.

Известен узел фланцевого соединения, содержащий установленные в отверстиях фланцев цилиндрические втулки и расположенные в них с зазором болты с гайками [3] . Такая конструкция допускает смещение фланцев при воздействии поперечной нагрузки на болты от крутящего момента, передаваемого валом, вследствие чего изгибаются болт и втулка. При этом в крайних сечениях болтов и втулок, одним из которых является резьбовая часть болта, возникают максимальные напряжения, которые суммируются с напряжениями в резьбе, возникающими из-за концентрации, что опасно для прочности соединения.

Вторым недостатком этого решения является наличие втулки, что дополнительно ослабляет фланцы.

Известен еще узел соединения фланцев с помощью полупризонных болтов [4], установленных с расчетными зазорами.

Основным недостатком этого решения является значительный изгиб болта по всей длине, причем максимальные изгибные напряжения, как в случае, предложенном в работе [3], приходится на сечение резьбовой части болта, которое совпадает с первым витком гайки, т.е. на сечение, в котором, как правило, имеют место значительные концентрации напряжений и которое разрушается прежде всего в соединениях с болтами, установленными с зазорами [2].

Вторым его недостатком является возможность повышенной износоусталости болтов в зонах, расположенных под поясками фланцев, поскольку по этой изогнутой зоне болтов будут происходить виброскольжения фланцев, воспринимающих вибрации от валов машин, в частности гидромашин [5].

Цель изобретения повышение усталостной прочности соединения путем исключения напряжений изгиба в резьбовой части болта вследствие исключения изгиба этой части стержня болта, а также уменьшения износоусталости болтов в зонах, расположенных под поясками фланцев, вследствие уменьшения изгиба болтов этой зоны.

Поставленная цель достигается тем, что во фланце, к которому примыкает гайка, выполнено болтовое отверстие под посадку болта без зазора, плавно переходящее к плоскости разъема, а в другом фланце выполнено отверстие, в котором установлен болт с расчетным зазором, плавно переходящее к концентрическим цилиндрическим расточкам большего диаметра, примыкающим с одной стороны к плоскости разъема, а с другой - к опорной поверхности головки болта.

На чертеже показан продольный разрез узла предлагаемого фланцевого соединения.

Узел содержит установленные в отверстиях фланцев 1 и 2 болты 3 с гайками 4. Во фланце 2 выполнены болтовые отверстия с диаметром d₅ под посадку болта 3 без зазора, плавно переходящие к плоскости разъема N. Во фланце 1 выполнено отверстие диаметром d₃, в котором установлен болт с расчетным зазором Δ. Это отверстие протяженностью l_n1 отстоит от плоскости разъема на расстоянии l₃ + l₄, переходит плавно к двум другим цилиндрическим расточкам большего диаметра по краям: одного диаметром d₄, примыкающим к плоскости разъема N, и другого диаметром d₆, примыкающим к опорной поверхности N₁ головки болта.

При сборке соединения болт 3 свободно проходит через отверстие диаметром d₃ фланца 1, поскольку этот диаметр больше посадочного диаметра d₅ болта на 2Δ и плотно входит в отверстие под посадку без зазора фланца 2, после чего производится затяг болта на заданное усилие натяга, обеспечивающее определенное упругое вдавливание головки болта 3 и гайки 4 во фланцы 1 и 2.

При работе узла соединения поперечные нагрузки от крутящего момента, передаваемого валами, сдвигают фланцы на определенную величину, при которой зазор Δ между болтом и отверстием фланца 1 выбирается, после чего болт начинает деформироваться как трехопорный стержень с двумя защемленными краями. Защемление болта в сечении, совпадающем с опорной поверхностью головки, обеспечивается за счет упругого вдавливания головки болта 3 от затяга, а во фланце 2 защемление болта обеспечивается за счет посадки без зазора. Поскольку болт 3 фиксирован во фланце 2 как за счет посадки без зазора, так и за счет гайки, вдавленной во фланец 2 от начального затяга, часть болта, расположенная во фланце 2, перемещается с ним как одно целое и изгиба резьбовой части не происходит. Следствием этого является повышение запаса усталостной прочности сечения резьбы, совпадающего с опорной поверхностью гайки 4, по предварительным расчетам в 1,2 ... 1,8 раза.

Малый зазор Δ, выбираемый при смещении фланцев, а также не выбираемые зазоры Δ₁ и Δ₂ у плоскости разъема и опорной поверхности головки болта соответственно обеспечивают достаточный прогиб всех болтов данного соединения, при котором все зазоры между болтами и отверстиями с номинальным диаметром d₃ во фланце 1 выбираются. Вследствие этого все болты воспринимают поперечную нагрузку, что повышает равномерность их загружения от крутящего момента, передаваемого валами.

Плавные переходы от отверстий с диаметром d₃ к большим диаметрам d₄ и d₆, имеющиеся во фланце 1, а также d₅ посадочного отверстия во фланце 2 к плоскости разъема N предохраняют болт от жесткого защемления при его изгибе на небольшом участке его длины.

Это снижает эффект износоусталости болта от совметного действия на него поперечной нагрузки от крутящего момента и осевого деформационного скольжения фланцев по болту вследствие воздействия на соединения переменной осевой нагрузки через соединяемые валы гидроагрегатов [5].

Вследствие этого возрастает запас износоусталостной прочности соединения, а следовательно, его долговечность.

Расчеты, проведенные авторами с помощью математической модели и программы расчета на ЭВМ, рассмотренного узла соединения одного из проектируемого на ПО "ЛМЗ" гидроагрегата показали высокую экономическую эффективность предложенного узла, и он рекомендован к внедрению.

Источники информации
1. Иванов М.Н. Детали машин. М.: "Высшая школа". 1991 с. 382.

2. Бугов Х.У. Фланцевые соединения. Расчет и проектирование. "Машиностроение" Л.О., 1975 г. 191 с.

3. А.С. СССР N 985399. М. Кл 3 F 03 В 1/00.

4. А.С. СССР N 1564428 A1, F 16 D 1/00 (прототип).

5. Бугов Х.У., Егожев А.М. "Износоусталость фланцевых соединений валов". Журнал Т.М. 4 выпуск, 1998 г., г. Москва.

Узел фланцевого соединения относится к машиностроению, в частности к гидромашиностроению, и может быть использован для соединения вала гидротурбины с валом гидрогенератора и рабочим колесом гидротурбины. Во фланце, к которому примыкает гайка, выполнено болтовое отверстие под посадку болта без зазора, плавно переходящее к плоскости разъема. В другом фланце выполнено отверстие, в котором установлен болт с расчетным зазором, плавно переходящее к концентрическим цилиндрическим расточкам большего диаметра, примыкающим с одной стороны к плоскости разъема, а с другой - к опорной поверхности головки болта. Изобретение повышает усталостную прочность соединения путем исключения напряжений изгиба в резьбовой части болта вследствие исключения изгиба этой части, а также уменьшения износоусталости болта в зонах, расположенных под поясками фланцев, вследствие уменьшения изгиба болтов этой зоны. 1 ил.

Узел соединения фланцев деталей машин, преимущественно гидромашин, содержащий два фланца, болт с гайкой, отличающийся тем, что во фланце, к которому примыкает гайка, выполнено болтовое отверстие под посадку болта без зазора, плавно переходящее к плоскости разъема, а в другом фланце выполнено отверстие, в котором установлен болт с расчетным зазором, плавно переходящее к концентрическим цилиндрическим расточкам большего диаметра, примыкающим с одной стороны к плоскости разъема, а с другой - к опорной поверхности головки болта.