Узел соединения фланцев валов гидромашин

СОЮЗ СОВЕТСКИХСОЦИАЛИСТИЧЕСКИХРЕСПУБЛИК 4 19) (И) Ц 1) Р 16 0 ОПИСАНИЕ ИЗОБРЕТ И 8 иэв турбины. ти ого соединения (фиг.11 и 2 и припасовантановленные с максими, получающимися в а по данной посадке имальными зазорами, ельцом случае нулю. ора в припасованной случайной, которая в ае может располагатьУзел фланце содержит фла ные болты 3, мальными заэ пределах допус и болты 4 с ми равными в предВеличина за части является конкретном случ нцы ус ораГОСУДАРСТВЕННЫЙ КОМИТЕТПО ИЗОБРЕТЕНИЯМ И ОТНРЫТИПРИ П(НТ СССР РСКОМУ СВИДЕТЕЛЬСТВ(71) Завод-втуз при Про одственномобъединении "Ленинградский металлический завод"(54) УЗЕЛ СОЕДИНЕНИЯ ФЛАНЦЕВ ВАЛОВГИДРОМАШИН(57) Изобретение относится к энергомашиностроению и может быть использовано в гидротурбостроении для соединения фланцев валов турбинь) и генератора, валов турбины и рабочего колеса.и др. Цель изобретения - повышениенадежности соединения фланцев валовгидромашин за счет обеспечения равномерности распределения поперечных уси Изобретение 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 фланцевое соединение с двумя болтами,лий между болтами при восприятии имкрутящего момента Узел соединенияфланцев валов гидромашин во фланцевсоединении содержит фланцы с отверстиями и припасованные.болты, устаноленные в них с малыми зазорами д и Д . В зоне, примыкающеи 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(дг 5 1 Ос 1 и 0,1 а 6 - 10 6 а Б где д м, - максимальный радиальный зазор между болтом и фланцем в зоне сопряженных припасованных участков; с - диаметр припа/ сованной части болта; д г - радиальная ширина полости в плоскости разъема фланцев; 10 - часть высоты полости, отсчитанная от плоскости разъема до сопряженных припасованных участков болта и фланца, 2 з.п.ф-лы, 2 ил установленными с максимальным и минимальным зазорами; на фиг.2 - пред лагаемое соединение с размерами поло(4) 3 1 кРс Если пренебречь контактной податливостью участка фланец-болт Л к = Опо сравнению с изгибной податливостьюболта, получим50 ся в диапазоне от нуля до максимального значения, На фиг.1 условно показаны два болта в одном из которых вприпасованной части (болт 4) зазорпрактически отсутствует, а в другомон максимальный и расположен навстречу поперечной силе Р в обоих фланерцах. Такое расположение зазоров является наихудшим с точки зрения несу"10щей способности соединения. Соединение должно быть надежным и в этомслучае,Для обеспечения более равномерного распределения поперечных сил между болтами величины зазоров Д1 мдКддолжны быть взаимосвязаны сшириной полости в плоскости разъемаЮг (фиг.2) и ее протяженность 1 таким образом, чтобы при смещении фланцев на величину суммарного зазораа мкс+ 1 макси включении в Работу.на восприятия поперечных усилий болтами, установленными с максимальнымизазорами, дополнительные изгибные напряжения в защемленных с самого начала болтах 4 не превосходили опреде- .ленной наперед заданной величины.Размеры полости, в пределе которойдолжна происходить упругая деформация30болтов, установленных с минимальнымизазорами, должны определяться из сле. - .дующих условий:- дополнительные изгибные напряжения в той части болтов (с минимальными зазорами), которая, расположена в35полости, должна быть ограничена исходя из условия прочности болтов;- упругая изгибная деформация этихже болтов в зоне полости должна бытьдостаточной для того, чтобы обеспечивать выбор зазоров всеми болтами ифланцами и включения в работу для наиболее равномерного восприятия поперечной нагрузки. Эти два условия можно взаимоувязать, получив выражениедля 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 частиболта в пределах одного "фланца;Ч - момент сопротивления сеченияболта,Поперечную силу Р можно выразитьчерез прогиб сечения болта, совпадающего с плоскостью разъема, предполагая,что болт, установленный с минимальпдмзазором, имеет опору в средней частиприпасованного пояска.Суммарный прогиб У этого сечемюсния можно условно разделить пэ прогиба У, в результате поворота сечения,совпадающего с опорой, прогиба Уконсоли длиной (1 + 1/2) за счетизгиба и сдвига и прогиба опоры У3за счет зазора и ее контактной деформации. Эти составляющие прогиба определяются следующим образом: 1+Р (1 о+1 п/2)82(1+146 оЗЕ 15 64 с 1(1 о+1/2) 1 о и 11+ ( в )Р 6(1 о+1 и/2) 1 9 1 3 с 1 в 2 ЗЕХ20 Т,+172 Р 6 (1 о+1 /2)ЗЕ 1 1 +1,72где Р - поперечная сила, передающая ся на часть болта, заключенную в полости, при смещениифланцев;+ ф - -"1+О, 585(- 17-), (5)1 +1/2 Г с 1 в, .1 где 1 Б и Е - момент инерции сеченияболта и модуль упругости материала болта;5 564428 1 - длина участка болта, отсчитанная от плоскости .опоры гайки (головкиболта до середины при 5 пасованного участка этого Фланца). Откуда Е 1 б асс,(1,+)/2) -- ")+0,585( ) ) Цо о ЕЙ ).Ма),с Г 1 1 о+1 п/2 Г. ЙС Ло+я Тмам К й 6 У дб 16 2(1 о+1 /2) - + 1+0585 ( ) где К - 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 используемоговала гидротурбины с наружным диаметром 0 = 1500 мм. В формулу (7) вхо- дят относительные величины, которые 35,у нормализованных типоразмеров маломеняются. Поэтому выполняемые ниже расчеты можно обобщить на всетипоразмеры фланцевых соединений валов при этом получаем д 6 = 15.,0 см; 1 40 = 27 0 см 1 п = 8Э рРасчеты выполнены следующим образом:8,86 7,70 8,5 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 2,7 13,7 14,1 4,1 14,8 4,8 420 265 230 206 196 183 182 176 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 аыпопнеи при вакС 16 10 и Е = 2,1 10 МПа. Из последней строки видно, что при изменеции отношения диаметра болта к8 т авр .про 20 длине 1 - .отдо 8 дополнительные 16 .6 1 изгибцые напряжения, вызванные регламентированным изгибом болтов в пределах полости, прц котором реализуетсяусловие У ( д г меняется от 110 до 30ваКс270 МПа соответственно.Эквивалентные напряжения в болтахможно определить исходя иэ следующихсоображений, Исследования позволилиустановить следующие значения компа 35нент напряжений, рекомендуемых какдопускаемые: напряжения затяга в крупном крепеже болтов - 150-160 МПа, напряжение груза в болтах 60-70 МПа,дополнительные напряжения от осевогоусилия 10-20 МПа.,црц = 1 р Стазсср = 1 Г(160+67+20) +4 70280 МПа. Принимая максимальные значения этих напряжений, получим эквивалентные (приведенные) напряжения в болЙБтах при - , изменяющемся от 1 до 81 от макСи при - = 10 принимая, чтоСУЕ 50 максимальный зазор в болтах выбирает" ся и все болты воспринимают поперечную нагрузку: Йьг и 11. 55 6Р ССрО(14) .К 475 МПа.Если ориентироваться на более точное значение относительного зазора, которое в данном случае равно С всскс 0 р 01- ф = 0,67 10-З, получим Прц 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 Гр 700 МПа следует установить следующие нижние пределы размеров полости д макс дг 16 - и 1 - , или1. 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 МПа и с хорошими пластическими свойствами а что является1564428 10 0,11, (1,.Дальнейшее повышение этих преде-. лов 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 бол-.5 тов, что будет способствовать снижению надежности.Таким образом, можно установить следующие параметры полости как оп- тимальные:20 1, О, 166. 10 дмсикс 10 дг3 з 1625 10 -1, или 1 О д,О дг , 566 0,1 д 6 6 1, 6 Й 630 О О В этом случае изгибные .напряжения в болтах невелики, поскольку при одном и том же прогибе болта, равном дг, по сравнению с предыдущим случаем длина 1 здесь в 10 раз больше, чем в случае 1. В отношении равномерности распределения поперечных усилий этот случай является более предпочтитель 9возможной перспективой, можно принять верхние пределы безразмерных параметров полости равными1 Одг , , а 6э 55; 7 О или 10 дгД16о Узел работает следующим образом.При приложении к соединению крутящего момента, передающегося на фланцы в виде сил Р , происходит смещеср юние фланцеви 2. Гайки и головки болтов 3-4, принятые натягом болтов к фланцам 1 и 2, перемещаются совместно с ними. Болт 3 с большими заэораи д и д воспринимает по 40 перечную силу и изгибается на всей длине, как стержень с двумя защемленными кольцами, совпадающими с опорными поверхностями гайки и головки болта.45Параллельно 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 д (фиг.2). При 55 этом жесткость болта 4 на изгиб боль- . ше, 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 д н1 мсвкс 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: 1. бг =д ю д максмак дц и При этом жесткость болта 4 на из" гиб будет наибольшей, поскольку в этом случае 1 - наименьший на всем назначенном диапазоне, При выборе зазора д г 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 изза малой длины 1, полости, в пределе которой происходит прогиб болта на величину Л.г.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 высокопрочных марок сталей. 2. дг = д мокс = д =д иным, чем в случае 1, Однако ограниченность радиального зазора полости не позволяет здесьполучить высокуюравномер" ность распределения поперечных усилий болтами.З.аг =51 О д иб0,1 д.В этом случае изгибные напряжения могут быть более, чем в 5 раз больше, чем при 81 = д , т.е, они могут быть больше 1350 МЛа, если предположить, что весь зазор аг по плоскости разъема выбирается. 15Теоретически можно представить себе такое состояние и весьма высоко- прочные марки стали для этих болтов. Однако при этом из-эа высокой жестко,сти на изгиб болта 4 не будет достигну та достаточно хорошая равномерность восприятия поперечных усилий болтами 3 и 4, Применятьэтот.случай целесообразно в том же случае, что и 1 при наличии весьма высокопрочных материа лов для болтов.4. ьг = 5 10 д и 1, = дь,Изгибные напряжения в данном случае будут в 5 раз больше, чем при ,1 = д,т,е, они будут равны 550 МПа.Причем, если максимальный зазор в припасованных участках болтов не преВОсхОДит Д= 10 дБ то при аг = 5О з дб зазоры во.всех болтах по припасованным участкам будут выбраны еще при Ог ъ,10 ди все последующее смещение фланцев приведет к уравниванию поперечных усилий. В этом случае будет обеспечена высокая равномерность восприятия болтами поперечной нагрузки. При уменьшении Лг 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 попредлагаемому решению и выбореФормула изобретения 1. Узел соединения фланцев валов гидромашин, преимущественно гидроагрегатов, содержащий фланцы с отверстиями и припасованные болты, о тл и ч а ю щ и й с я 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 припасоваппыми участками болтов и фиванцев, а размеры указанных полостей определяются из следующих соотношений:д Дгэ 10 д и 0,1 д, 1,д максимальный зазор между болтом и фланцем взоне сопряженных припасованных участков; радиальная ширина полости в плоскости разъема фланцев;диаметр припасованнойчасти. болта;часть высоты полости, отсчитанная от плоскости дБ1о разъема до сопряженных припасованных участков болта и фланца,2, Узел по п.1, О т л и ч а ю - щ и й с я 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 - щ и й с я 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-ЗОЖ п сравнению с прототипом,ч15 б 4428 Составитель А.Храмцоволинич Техред М,Ходанич Корректор В.Кабаций еда аж 542 КНТ ССС Производственно-издательский комбинат "Патент", г. Ужгород, ул. Гагарина, 1 Заказ 1151ВНИИПИ Госуда венного комитет 113035, Москва,Подписноепо изобретениям и открытиям пр