Узел соединения фланцев валов гидромашин

Узел соединения фланцев валов гидромашин

Иллюстрации

Показать все

Реферат

 

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 Δ<SB POS="POST">1</SB> и Δ<SB POS="POST">2</SB>. 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<SB POS="POST">MAX</SB>≤ΔR≤5<SP POS="POST">.</SP>10<SP POS="POST">-3</SP>D и 0,1 D≤L<SB POS="POST">O</SB>≤D, где Δ<SB POS="POST">MAX</SB> - 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<SB POS="POST">о</SB> - часть высоты полости, отсчитанная от плоскости разъема до сопряженных припасованных участков болта и фланца. 2 з.п. ф-лы, 2 ил.

СОЮЗ СОВЕТСКИХ

СОЦИАЛИСТИЧЕСКИХ

РЕСПУБЛИК

Ц1)5 F 16 Р 1/00

ОПИСАНИЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ

Н А BTOPCHOMY СВИДЕТЕЛЬСТВУ

ГОСУДАРСТВЕННЫЙ КОМИТЕТ

ПО ИЗОБРЕТЕНИЯМ И ОТКРЫТИЯМ

ПРИ fKHT СССР

1 (21) 4482787/31-27 (22) 06.07.88 (46) 15.05.90. Бюл. 9 18 (71) Завод-втуз при Производственном объединении "Ленинградский металлический завод" (72) А.Я.Аронсон, О.С.Бабанов, А.У.Бугов, A.И.Гольдфарб, М.M.Каширин, С.А.Лукин и Г,А.Яблонский (53) 621,825(088.8) (56) Ковалев Н.Н. Гидротурбины. Л.:

Маш-е, 1971, с.491. (54) УЗЕЛ СОЕДИНЕНИЯ ФЛАНЦЕВ ВАЛОВ

ГИДРОМАШИН (57) 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 усиИзобретение относится к общему машиностроению и может использоваться преимущественно в гидротурбостроении для соединения фланцев вала турбины и генератора, вала турбины и рабочего колеса и др.

Цель изобретения — повышение надежности узла соединения фланцев валов гидромашин за счет выравнивания распределения поперечных усилий между болтами при восприятии ими крутя- щего момента соединением.

На фиг.1 изображено предлагаемое фпанцевое соединение с. двумя болтами, SU 1564428 А1

2 лий 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 д и

Д . 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 в этой зоне. Размеры полости определяются из соотношенийй„,п, дг <5 10 d< и 0,1d6 - 10 < а Б. где д м„„. максимальный радиальный зазор между болтом и фланцем в зоне сопряженных припасо- @ ванных участков; dt; — диаметр припа- ф,у

/ сованной части болта; Лг — радиальная ширина полости в плоскости разъема фланцев; 10 — часть высоты полости, отсчитанная от плоскости разъема до сопряженных припасованных участ- уйти ков болта и фланца. 2 з.п.ф-лы, 2 ил. gq установленными с максимальным и минимальным зазорами; на фиг.2 — предлагаемое соединение с размерами полости.

Узел фланценого соединения (фиг.1) содержит фланцы 1 и 2 и припасованные болты 3, установленные с максимальными зазорами, получающимися в пределах допуска по данной посадке и болты 4 с минимальными зазорами, равными в предельном случае нулю.

Величина зазора в припасованной части является случайной, которая в конкретном случае может располагать1564428 о/ о) 4Е1(М1

Рб 1, (1 /2+lо) (2) 4EIs (4) 3 1к с

Если пренебречь контактной податливостью участка фланец-болт Л к= 0 по сравнению с изгибной податливостью болта, получим

50 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 MRKcHHQJIbBbIH и расположен навстре-2 чу поперечной силе Р в обоих фланер цах. Такое расположение зазоров является наихудшим с точки зрения несу" 10 щей способности соединения. Соедине ние должно быть надежным и в этом случае, Для обеспечения более равномерного распределения поперечных сил меж- 15 ду болтами величины зазоров Д

7 мак д „должны быть взаимосвязаны с шириной полости в плоскости разъема

Юг (фиг.2) и ее протяженность 1 таким образом, чтобы при смещении флан- 20 цев на величину суммарного зазора а „ „ + Л, „ и включении в работу .на восприятия поперечных усилий болтами, установленными с максимальными зазорами, дополнительные изгибные на- 25 пряжения в защемленных с самого начала болтах 4 не превосходили опреде-.. ленной наперед заданной величины.

Размеры полости, в пределе которой должна происходить упругая деформация

30 болтов, установленных с минимальными зазорами, должны определяться из сле.— . дующих условий: — дополнительные изгибные напряжения в той части болтов (с минимальными зазорами), которая, расположена в

35 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 попе-: речной нагрузки. Эти два условия мож— но взаимоувязать, получив выражение для дополнительных изгибных напряжений в болтах через размеры полости, в области которой происходит деформация болтов.

Эти напряжения будут равны

1 — длина полости в пределе одного фланца;

1„ — длина припасованной части болта в пределах одного " фланца, Чб — момент сопротивления сечения болта.

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

Суммарный прогиб Y этого сечемюас ния можно условно разделить пэ прогиба У, в результате поворота сечения, совпацающего с опорой, прогиба У< консоли длиной (1 + 1„/2) за счет изгиба и сдвига и прогиба опоры Y

3 за счет зазора и ее контактной деформации. Эти составляющие прогиба определяются следующим образом: (!»

ЗЕД б 5СГб (1o+1n/2) j

Р о(1 о+1 о/2) (18 ° 2(1+(14d о

ЗЕДб i 5 64 .d7 (lо+l „/2) о и (1+ у (в )

Р б(до+1 „/2) (9 .1,3 с1 в 711

ЭЕ2 20 Т,+1„ 2

Ро (1о+1 /2)

ЗЕДб 1о 1 о72 (3) Р6 (до+до /2) 1 1, Y -у +у — — + мскс- 3 7 ЕД, ) 4

Рб(1 о + 1в/2)

ИЗГ Иб где p — поперечная сила, передающая-55 ся на часть болта, заключенную в полости, при смещении фланцев;

+ 1+0,585(1 +1 72) ) (5)

+1q/2 Г d в, где I g u E — момент инерции сечения болта и модуль упругости материала болта;

5 )564428

1 — длина участка болта, отсчитанная от плоскости . опоры гайки (головки болта до середины при5 пасованного учас тка э того фланца).

Откуда

E 1 6У св«

+1 /2) + 3 l+o 585(1 +

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

Б?СУ „с

Ф аС 2

1ю Il

EISY асс

И,(1,+3„/2) — „+ — " (1+0,585() Ц о 6

У асс

Г 11, 1о+1п/2 Й С 1 о+1 п/

1м м X

™Ч с d6

2(1 +1„/2) — 4 + l+0 585(1 +1 где К вЂ” третий сомножитель формулы (7).

Выполним расчетное исследование по определению дополнительных изгибных напряжений, добавляющихся к напряжениям в болтах при регламентированной деформации болтов и в пределах полости.

Для этого выбираем за исходный вариант фланцевое сОединение стандартного наиболее часто используемого (I) с1

7 8 (2) 1, ) (3) 2

l5 7,5 5,0 3,7 3,0 2,5 2,l 1,9

l9 l) 5 9,0 7,7 7,0 6 5 6,! 5,9 6 (4) 1 +1 /2 о и

Оэ8 lý,3 l ° 7 2ю0 2в2 2э3 2э5 2э6

0,64 1,69 2;89 4,0 4,84 5,29 6,25 6,76 (5) (4) 15 5 18юО !9э3 20эО 20э5 2019 2 ° 1

1,0l l,72 2,38 2,88 3,14 3,72 4,01!

РС(1.+1„/2) 1 +1„/2 изб (6) 1 8 (7) 0,585(— — - у--) 0,38 и вала гидротурбины с наружным диаметром D = 1500 мм. В формулу (7) входят относительные величины, которые

35,у нормализованных типоразмеров мало меняются. Поэтому выполняемые ниже расчеты можно обобщить на все типоразмеры фланцевых соединений валов при этом получаем d < = 15.,0 см; 1

40 = 27 0 см ° 1п .= 8 °

Э р

Расчеты выполнены следующим образом:

1564428 (8)1+(7) 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 (9) 1I9+1 II /2

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

2,0 3,87 4,5 4,82 5,0 5,1 5,2 5,3

10,8 11,6 12,7 13,7 14,1 14,1 14,8 14,8

420 265 230 206 196 183 182 176

0,53 0,86 0,98 1,09 1,15 1,24 1,24 1,28

110 180 206 229 242 260 260 270

МПа

Этот расчет аыпопиеи при — Е— акС ча6

10 и Е = 2,1 10 МПа.

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

8 ° (dg . пр о

20 длине 1 — .от 1 до 8 дополнительные 25 1 6 .6 1 изгибные напряжения, вызванные регламентированным изгибом болтов в пределах полости, при котором реализуется условие Y (д г меняется от 110 до 30 ваКс

270 МПа соответственно.

Эквивалентные напряжения в болтах можно определить исходя иэ следующих соображений. Исследования позволили установить следующие значения компа35 нент напряжений, рекомендуемых как допускаемые: напряжения затяга в крупном крепеже болтов — 150-160 МЛа, напряжение груза в болтах 60-70 ИПа, дополнительные напряжения от осевого усилия 10-20 МПа., d при о op = 1/ (1 60+67+20) +4 70

280 ЙПа.

Принимая максимальные значения этих напряжений, получим эквивалентные (приведенные) напряжения в бол- 45

ОБ тах при —, изменяющемся от 1 до 8

1о т1 макс и при

91

l0 принимая, что

f 50 максимальный зазор в болтах выбирает" ся и все болты воспринимают поперечную нагрузку: ьг и 1 dg.

1, 9

«4

9 Ilp о

= 360 МПа; (10) (8) (9) .(11). 1 /4 (12) (11) + 10 (13) 2(3) (12) (14) .К

= 475 МПа.

Если ориентироваться на более точ-. ное значение относительного зазора, которое в данном случае равно

Ь ве9кс 0 901 — 0,67 IO получим

При допустимом запасе прочности, регламентированном для рассматривае,мых узлов, равном 1,9 пб отношению к пределу текучести, эти напряжения являются допустимыми.

Таким образом, для применяемых в настоящее время материалов болтов с пределом текучести, 500 МПа и пре :деле прочности Г 700 ИПа следует установить следующие нижние пределы размеров полости 1 макс дг сl, 6 — и 16 —, или с1 . dg 1о

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 NIIa и с хорошими пластическими свойствамие что является

1564428

10..

1, О, 166.

При этом жесткость болта 4 на из гиб будет наибольшей, поскольку в этом случае 1о — наименьший на всем назначенном диапазоне. При выборе зазора а r в пределах полости напряжения изгиба в сечениях болта будут наибольшими.

В этом случае будет иметь место наиболее жесткое соединение из всех

25 возможных в установленном диапазоне размеров полости. Соединение допускает минимальное смещение фланцев и обладает наименьшей равномерностью изза малой длины 1, полости, в пределе

3р которой происходит прогиб болта на величину c3 r.

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 допустимо40 му смещению фланцев по направлению поперечной нагрузки. Например, в соединении фланцев валов насос-турбин, в которых поперечной нагрузки направления меняются.

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

l0 бамако IO dr з 3

d — б 5

10 < — c I

1о или

10 й,„м(10 аг <. 5а6

0,1д6 = 1о „с1 о d6

В этом случае изгибные .напряжения в болтах невелики, поскольку при одном и том же прогибе болта, равном

llr, по сравнению с предыдущим случаем

55 длина 1о здесь в 10 раз больше, чем ! в случае 1. В отношении равномерности распределения поперечных усилий этот ! случай является более предпочтитель9 возможной перспективой, можно принять верхние пределы безразмерных параметров полости равными

10 4г с д с5; фО или 10 ar

Ю

6 о

0,166 ь 1,.

Дальнейшее повышение этих преде-. лов приводит к принятию весьма малой величины протяженности полости, при котором из-за черезмерной жесткости консоли уменьшится допустимая гибкость болта в пределах полости и увеличится неравномерность работы бол-. !

5 тов, что будет способствовать снижению надежности.

Таким образом, можно установить следующие параметры полости как оптимальные:

Узел работает следующим образом.

При приложении к соединению крутящего момента, передающегося на фланцы в виде сил Р, 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 d, „„, и д к 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 стержня с четырьмя опорами: две крайние защемлены по опорным плоскостям гайки и головки болта, а две другие расположены по середине припасованных участков с длинами 1д (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 и н

f макс д „„Естественно, 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 соотношений:

dr =л Д макс макс E макс И

2.аг=ь макс 1 макс 1 макс

15á4428

12 ным, чем в случае 1, Однако ограниченность радиального зазора полости не позволяет здесь получить высокуюравномерность распределения поперечных усилий болтами.

З.аг 5 1О d u б

1o =. 0,1йб.

В этом случае изгибные напряжения могут быть более, чем в 5 раз больше, чем при 81О = d g, т. е. они могут быть больше 1350 МЛа, если предположить, что весь зазор дг по плоскости разъема выбирается. 15

Теоретически можно представить себе такое состояние и весьма высокопрочные марки стали для этих болтов.

Однако при этом из-эа высокой жестко,сти на изгиб болта 4 не будет достигну- 20 та 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 лов для болтов.

4. ьг=5 10 ° dev1, =Йь.

Изгибные напряжения в данном случае будут в 5 раз больше, чем при

1 ,1 = d<,т.е. они будут равны 550 МПа.

Причем, если максимальный зазор в припасованных участках болтов не превосходит д = 10 dБ» то IIpH дг = 5 ° 10 з db зазоры во всех болтах

IIo припасованным участкам -будут выб— раны еще при Ог >i10 d < и все после-3 дующее смещение фланцев приведет к уравниванию поперечных усилий. В этом случае будет обеспечена высокая равномерность восприятия болтами поперечной нагрузки. При уменьшении дг и 1 в пределах заявленного диапазона, .при котором дополнительные изгибные напряжения останутся в допустимых 45 пределах, данный случай, как обеспечивающий наибольшую равномерность работы болтов, можно рассматривать как наиболее предпочтительный.

Экономическая эффективность от использования предлагаемого узла может быть оценена из следующих соображений.

При использовании фланцевого соединения, выполненного по прототипу, одновременно и эффективно работает

30-507 болтов фланцевого соединения.

При выполнении фланцевого соедине" ния по предлагаемому решению и выборе

Формула изобретения

1. Узел соединения фланцев валов гидромашин, преимущественно гидроагрегатов, содержащий фланцы с отверстиями и припасованные болты, о тл и ч а ю шийся тем, что, с целью повышения надежности соединения путем выравнивания поперечной нагруз ки на болты, в зоне, примыкающей к плоскости разъема фланцев, концентрично болтам выполнены полости, ограниченные по краям сопряженными припасованпыми участками болтов и фцанцев, а размеры указанных полостей определяются из следующих соотношений: д„,< Дг з ° 10 и и максимальный зазор между болтом и фланцем в зоне сопряженных припасованных участков; радиальная ширина полос— ти в плоскости разъема фланцев; диаметр припасованной части. болта; часть высоты полости, отсчитанная от плоскости с1

1 о разъема до сопряженных припасованных участков болта и фланца.

2. Узел по п.1, о т л и ч а ю— шийся тем, что полость образована выполненной в теле борта профильной кольцевой канавки, образующая поверхность которой имеет криволинейный профиль и плавно сопряжена с образующими поверхностями припасованных участков болта.

3. Узел по и.1, о т л и ч а ю— шийся тем, что полость образована выполненными во фланцах профилированными кольцевыми проточками идентичной формы, взаимообращенные края которых расположены в плоскости разьема фланцев. оптимальных размеров полости. равномерность работы может быть доведена до 50-80% и выше. Тогда соответствен.но может быть увеличена несущая способность соединения при принятии предлагаемого узла на 20-30Х по сравнению с прототипом. ч

15б4428

ФиР Х

Составитель А.Храмцов

Редактор A.Ëaëèíè÷ Техред M,Õoäàíè÷ Корректор В.Кабаций

Заказ 1151 Тираж 542 Подписное

ВНИИПИ Государственного комитета по изобретениям и открытиям при ГКНТ СССР

113035, Москва, Ж-35, Раушская наб., д. 4/5

Производственно-издательский комбинат "Патент", г. Ужгород, ул. Гагарина, 101