Узел соединения фланцев валов гидромашин Советский патент 1990 года по МПК F16D1/00 

ся в диапазоне от нуля до максимального значения. На фиг.1 условно показаны два болта, в одном из которых в припасованной части (болт 4) зазор практически отсутствует, а в другом он максимальный и расположен навстре-i чу поперечной силе Рер в обоих фланцах. Такое расположение зазоров является наихудшим с точки зрения несущей способности соединения. Соединение должно быть надежным и в этом случае.

Для обеспечения более равномерного распределения поперечных сил между болтами величины зазоров /41метк Лг/ишкс Должны быть взаимосвязаны с шириной полости в плоскости разъема Дг (фиг.2) и ее протяженность 10 таким образом, чтобы при смещении флан- цев на величину суммарного зазора 4 1л,«кс+ 47м«кси включении в работу на восприятия поперечных усилий болтами, установленными с максимальными зазорами, дополнительные изгибные напряжения в защемленных с самого начала болтах 4 не превосходили определенной наперед заданной величины.

Размеры полости, в пределе которой должна происходить упругая деформация болтов, установленных с минимальными зазорами, должны определяться из следующих условий:

-дополнительные изгнбные напряжения в той части болтов (с минимальными зазорами), которая расположена в полости, должна быть ограничена исходя из условия прочности болтов;

-упругая изгибная деформация этих

же болтов в зоне полости должна быть

достаточной для того, чтобы обеспечивать выбор зазоров всеми болтами и фланцами и включения в работу для наиболее равномерного восприятия поперечной, нагрузки. Эти два условия мож- ,г но взаимоувязать, получив выражение для дополнительных изгибных напряжений в болтах через размеры полости, в области которой происходит деформация болтов.

Эти напряжения будут равны

Pffd. + 1„/2)

50

40

W,

Pg - поперечная сила, передающая ся на часть болта, заключенную в полости, при смещении фланцев;

0

5

п 5

10 - длина полости в пределе одного фланца;

1П - длина припасованной части болта в пределах одного г фланца; W5 - момент сопротивления сечения

болта.

Поперечную силу Р можно выразить через прогиб сечения болта, совпадающего с плоскостью разъема, предполагая, что болт,установленный с минимальным зазором, имеет опору в средней части припасованного пояска.

Суммарный прогиб YMWHC этого сечения можно условно разделить из прогиба Y1 в результате поворота сечения, совпадающего с опорой, прогиба Y консоли длиной (10 + 1п/2) за счет изгиба и сдвига и прогиба опоры Y3 за счет зазора и ее контактной деформации. Эти составляющие прогиба определяются следующим образом:

еап/2+10)ап/2+10)

- p6iidn/2+i c)

4EI,

(2)

г MW2+. i+ 18EI6 43EI,-I 5GF,d

РБ(1о + 1п/2)

ЗЕТБ

Рб(1о + 1|п/2)3 3EIE

р&ао+1п/2)

3EIr

Y3

(4)

Если пренебречь контактной подат- .ливостью участка фланец-болт Ак О по сравнению с изгибной податливостью болта, получим

Pello+ln/2)1

: I 4

)г Г 1

V -V j-v :-g-xr........г/ .iJ

1мокс- 1-|-Х2- Е1р { 4

55

™- Xitt&%

(5)

где Ig и Е - момент инерции сечения бол га и модуль упругости материала болта;

5 1564428«

lf - длина участка болта, от-пасованного участка этосчитаниая от плоскости.го фланца),

опоры гайки (головки болта до середины при- Откуда

(

Р , EIgYMaKC (

(1о+1п/2) + ls+la/2 (j-lf-)1

Напряжение изгиба получим, используя (1) и (6), в виде

i

/ - Рб(10-и п/2) l.+ln/У EIgYM«KC ,

/ЧSS Ч «Р . Hi «.. HI HillH И I I I Hill

u3f

W, W (lonn/2)1 + ,585()7j EIsYMO|Kc.

Изобретение относится к энергомашиностроению и может быть использовано в гидротурбостроении для соединения фланцев валов турбины и генератора, валов турбины и рабочего колеса и др. Цель изобретения - повышение надежности соединения фланцев валов гидромашин за счет обеспечения равномерности распределения поперечных усилий между болтами при восприятии ими крутящего момента. Узел соединения фланцев валов гидромашин во фланцевом соединении содержит фланцы с отверстиями и припасованные болты, установленные в них с малыми зазорами Δ₁ и Δ₂. В зоне, примыкающей к плоскости разъема фланцев, выполнена концентрично болту полость, ограниченная по краям сопряженными припасованными частями болта и фланцев и образующая гарантированный зазор между ними. Размеры полости определяются из соотношений Δ_MAX≤ΔR≤5^.10^-3D и 0,1 D≤L_O≤D, где Δ_MAX - максимальный радиальный зазор между болтом и фланцем в зоне сопряженных припасованных участков

D - диаметр припасованной части болта

ΔR - радиальная ширина полости в плоскости разъема фланцев

L_о - часть высоты полости, отсчитанная от плоскости разъема до сопряженных припасованных участков болта и фланца. 2 з.п. ф-лы, 2 ил.

lb ««TTiM

.Е 6Умдкс...

2(1.1. | . , О.ВвЗ,,-)

E акс of p J-MCIHC -у

а, 2(1Л/2,( + ,585(1-, d .

где К - третий сомножитель форму-вала гидротурбины с наружным диаметлы (7).ром D6 1500 мм. В формулу (7) вхо-%

Выполним расчетное исследованиедят относительные величины, которые

по определению дополнительных изгиб- 35У нормализованных типоразмеров мало

ных напряжений, добавляющихся к нэп-меняются. Поэтому выполняемые ниже

ряжениям в болтах при регламентиро-расчеты можно обобщить на все типованной деформации болтов и в пределахразмеры фланцевых соединений валов,ч

полости.при этом получаем dБ 15,0 см; 1.

Для этого выбираем за исходный ва- 40 27,0 8.

риант фланцевое соединение стандарт- Расчеты выполнены следующим обраного наиболее часто используемогозом:

(О 12345678

1о

(2)10157,5 5,0 3,7 3,0 2,5 2,1 1,9

(3)10% j2-1911,5 9,0 7,7 7,0 6,5 6,1 5,9

(4)1 , 20,8 1,3 1,7 2,0 2,2 2,3 2,5 2,6

ОП

(5)(4)0,64 1,69 2,89 4,0 4,84 5,29 6,25 6,76

(6) lt815,5 18,0 19,3 20,0 20,5 20,9 21,1

dg

И„

(7) 0,585(.- ygy0)1 0,38 1,01 1,72 2,38 2,88 3,14 3,72 4,01

n (8)1+(7) (9)4

1,38 2,01 2,72 3,38 3,88 4,14 4,72 5,01 6,33 3,83 3,0 2,6 2,33 2,17 2,03 1,9

(Ю) (8) (9)

(П) V (.12) (П) + 10 (13))(12) (14) К

8,86 7,70 8,15 8,80 9,05 8,95 9,60 9,5

6М9Г, МПа

Этот расчет выполнен при

10

-Ъ

и Е 2,1 -Ю5 МПа.

Из последней строки видно, что при изменении отношения диаметра болта к

ds

1

F

от 1 до 8 дополнительные 25

изгибные напряжения, вызванные регламентированным изгибом болтов в пределах полости, при котором реализуется условие Y „ з г меняется от 110 до™

WWKC- w

270 МПа соответственно. .

Эквивалентные напряжения в болтах можно определить исходя из следующих соображений. Исследования позволили

При допустимом запасе прочности, регламентированном для рассматриваеустановить следующие значения компа- узлов по отношению к нент напряжений, рекомендуемых как s допускаемые: напряжения затяга в крупном крепеже болтов - 150-160 МПа, напряжение груза в болтах 60-70 МПа,

пределу текучести, эти напряжения яв ляются допустимыми.

Таким образом, для применяемых в настоящее время материалов болтов с

Таким образом, для применяемых в настоящее время материалов болтов с

дополнительные напряжения от осевого првделом текучести Ц 7,500 пре- усилия 10-20 МПа.деле прочности 6в 700 МПа следует

установить следующие нижние пределы Принимая максимальные значения этих напряжений, получим эквивалентразмеров полости

ные (приведенные) напряжения в бол-

тах при т- , изменяющемся от 1 до 8

-о макс , з

и при -т 10, принимая, что

fl,

максимальный зазор в болтах выбирается и все болты воспринимают поперечную нагрузку:

1; 6Пр /П

С-У1Л

+ k

1(160+110+20 )1+4-70 360 МПа;

475 МПа.

Если ориентироваться на более точное значений относительного зазора, которое в данном случае равно

- 15

0,67-10 3, получше

dfi

при -т- 1 , Lo

6„р /(I 60+67+20)2 +4 70 280 МПа.

При допустимом запасе прочности, регламентированном для рассматривае узлов по отношению к

узлов по отношению к

пределу текучести, эти напряжения являются допустимыми.

Таким образом, для применяемых в настоящее время материалов болтов с

првделом текучести Ц 7,500 пре- деле прочности 6в 700 МПа следует

установить следую

размеров полости

, Дг

и

.

10

или

ЛГ

d,

Вопросу создания оптимальной конструкции фланцевого соединения путем получения более компактного узла соответствует использование материала болтов с возможно более высокими механическими свойствами.

Принимая, что будут разработаны материалы с пределом текучести порядка 1000-1200 МПа и с хорошими пластическими свойствами, что является

-возможной перспективой, можно принять верхние пределы безразмерных параметров полости равными

5; -- 10 или 10 эл г ds

ds Lo

0,1df «le.

Дальнейшее повьшение этих пределов приводит к принятию весьма малой величины протяженности полости, при котором из-за чрезмерной жесткости консоли уменьшится допустимая гибкость болта в пределах полости и увеличится неравномерность работы болтов, что будет способствовать снижению надежности.

Таким образом, можно установить следующие параметры полости как оптимальные :

Ю3

иг

& 5

10

ds

или

О, Id, Ј

Ј I

,10эдг

5dc

Узел работает следующим образом.

При приложении к соединению крутящего момента, передающегося на фланцы в виде сил Рср, происходит смещение фланцев 1 и 2. Гайки и головки болтов 3-4, принятые натягом болтов к фланцам 1 и 2, перемещаются совместно с ними. Болт 3 с большими зазорами й 1 и л -г м«кс воспринимает поперечную силу и изгибается на всей длине, как стержень с двумя защемленными кольцами, совпадающими с опорными поверхностями гайки и головки болта.

Параллельно происходит изгиб болта 4 с минимальными зазорами, которые для простоты распределений примем равными нулю. Изгиб болта 4 можно представить при этом как изгиб стерж- ня с четырьмя опорами: две крайние защемлены по опорным плоскостям гайки и головки болта, а две другие расположены по середине припасованных участков с длинами 1„ (фиг.2). При этом жесткость болта 4 на изгиб больше, чем болта 3, поскольку при прочих равных параметрах он имеет 4 опоры, тогда

как болт 3 имеет лишь две опоры по краям до выбора зазоров ДТж,акс и Д уцаисЕстественно, что чем меньше эти зазоры по сравнению с прогибом болта 4 в пределах размеров полости, тем будет большая равномерность работы болтов обеспечения.

Рассмотрим реализацию в динамике предельных значений установленных со- . отношений:

5

0

5

0

5

0

0

5

иг й

макс

1 макс

й,ме

о,ые.

При этом жесткость болта 4 на Ъз- гиб будет наибольшей, поскольку в этом случае 10 - наименьший на всем назначенном диапазоне. При выборе зазора & т в пределах полости напряжения изгиба в сечениях болта будут наибольшими.

В этом случае будет иметь место наиболее жесткое соединение из всех возможных в установленном диапазоне размеров полости. Соединение допускает минимальное смещение фланцев и обладает наименьшей равномерностью из- за малой длины 1С полости, в пределе которой происходит прогиб болта на величину иг.

Однако, в отличие от прототипа, в котором болты с максимальными зазорами вовсе не воспринимают, все болты предлагаемого решения воспринимают поперечную нагрузку. Данные соотношения следует применять, если к соединению предъявляются определенные ограничения по максимальному допустимому смещению фланцев по направлению поперечной нагрузки. Например, в соединении фланцев валов насос-турбин, в которых поперечной нагрузки направления меняются.

Болты в данном случае должны быть выбраны из наиболее высокопрочнпх марок сталей.

1о

В этом случае изгибные напряжения в болтах невелики, поскольку при одном и том же прогибе болта, равном 4г, по сравнению с предыдущим случаем длина 10 здесь в 10 раз больше, чем | в случае 1. В отношении равномерности распределения поперечных усилий этот случай является более предпочтитель11 1564428

ным, чем в случае 1 . Однако ограничен- ность радиального зазора полости не позволяет здесь получить высокую равномерность распределения поперечных усилий болтами.

103 d«

и

АО - 0,Н5.

В этом случае изгибные напряжения могут быть более, чем в 5 раз больше, чем при 810 dЈ, т.е. они могут быть больше 1350 МПа, если предположить, что весь зазор л г по плоскости разъема выбирается.

Теоретически можно представить себе такое состояние и весьма высокопрочные марки стали для этих болтов. Однако при этом из-за высокой жестко «сти на изгиб болта 4 не будет достигнута достаточно хорошая равномерность восприятия поперечных усилий болтами 3 и 4. Применять этот случай целесообразно в том же случае, что и 1 при

наличии весьма высокопрочных материа- 25 ляются из следующих соотношений: лов для болтов.

Ј Л г ; 5 -1 d

-э

dBH 1„

Изгибные напряжения в данном случае будут в 5 раз больше, чем при 10 d.T.e. они будут равны 550 МПа.

Причем, если максимальный зазор в припасованных участках болтов не превосходит и макс Ю э dB, то при дг зазоры во-всех болтах по припасованным участкам будут выбраны еще при Дг d f и все последующее смещение фланцев приведет к уравниванию поперечных усилий. В этом случае будет обеспечена высокая рав- номерность восприятия болтами поперечной нагрузки. При уменьшении & г и 1 в пределах заявленного диапазона, при котором дополнительные нзгибные напряжения останутся в допустимых д$ щ и и с я тем, что полость образовапределах, данный случай, как обеспечивающий наибольшую равномерность работы болтов, можно рассматривать как наиболее предпочтительный.

Экономическая эффективность от ис- пользования предлагаемого узла может быть оценена из следующих соображений

При использовании фланцевого соединения, выполненного но прототипу, одновременно и эффективно работает 30-50% болтов фланцевого соединения.

При выполнении фланцевого соединения по предлагаемому решению и выборе

12

оптимальных размеров полости равно- мер1юсть работы может быть доведена до 50-80% и выше. Тогда соответственно может быть увеличена несущая способность соединения при принятии предлагаемого узла на 20-30% пд сравнению с прототипом.

Формула изобретения

плоскости разъема фланцев, концент- ричио болтам выполнены полости, ограниченные по краям сопряженными припасованными участками болтов и фланцев, а размеры указанных полостей опредется из следующих со

и мак.с

0,ЫК, 10« d

Ј Л г ; 5 -1 d

5

макс

Лг де & „„„,. максимальный зазор между болтом и фланцем в зоне сопряженных припасованных участков; радиальная ширина полос-- ти в плоскости разъема фланцев; d б - диаметр припасованной

части болта; 10 - часть высоты полости,

отсчитанная от плоскости разъема до сопряженных припасованных участков болта и фланца. 2. Узел по п.1, отличаюп

5

на выполненной в теле борта профильной кольцевой канавки, образующая поверхность которой имеет криволинейный профиль и плавно сопряжена с образующими поверхностями припасованных участков болта.

Фиг1