螺栓强度校核（精选4篇）
螺栓强度校核 篇1
连杆螺栓广泛应用于各类的柴油机中,它的体积虽然不大,但是在柴油机里面是相当重要的一环,一旦运行时螺栓发生了断裂,必然引发柴油机的波及性的事故,例如会引起连杆、曲柄甚至机体之类的损坏[1]。所以,必须要对连杆螺栓的强度有足够的重视,对连杆螺栓进行相关的强度校核具有十分重要的意义。
1 连杆螺栓模型
1.1 连杆螺栓模型的建立
本文采取了在ANSYS中进行直接建模,避免模型转换过程中出现的问题。图1是连杆螺栓的规格图,为了对问题进行简化,省略了螺栓的螺纹,建立连杆螺栓的模型如图2所示。
1.2 连杆螺栓材料的确定
柴油机连杆螺栓,其工况比较恶劣,受到比较大的拉压拉伸应力。从而将螺栓的材料定为各向同性的线弹性材料42Cr,2.11×105MPa的弹性模量,0.277的泊松比,785MPa的屈服强度,980MPa的强度极限,密度为7870kg/m3。并假设材料的弹性模量和泊松比不随温度的变化而发生变化。
1.3 网格划分
在定义完连杆螺栓的基本条件过后,就要进行对所建立的实体模型的网格划分,这样做就能够生成在有限元分析的时候所必需的网格。本文中将网格的尺寸设置为0.0012,划分网格后的模型如图3所示。网格情况结果如表1。
2 连杆螺栓的强度校核
在螺栓的应力分析中选择Von Mises等效应力作为分析对象,把70650N设计预紧力平均加载到短销凸台8319个节点上时,工况应力云图和应变云图如图4、5所示。
由螺栓的应力云图可知,在对螺栓加载了预紧力载荷时候,其最大的应力基本集中在了螺栓的头部和杆部的转接部位,大小为935Mpa,主体的应力约为314MPa。
由螺栓的应变云图可知,最大的应变处于应力集中的位置,也就是基本处于螺头和螺柱连接的转角处,约为0.004。
连杆螺栓材料选择为40cr合金钢,其拉伸极限应力为980Mpa,因此在外力作用下,螺栓的静强度满足要求,但整体的受力不均匀,局部的应力很高,特别是在螺柱和螺头连接处的转角处。出现这种情况的主要原因是在设置边界条件的时候,将螺头的面设置为全约束而在螺柱上加载预紧力。这样的情况和现实中的实际情况类似,所以在实际工程当中,应该多注意连杆螺栓在应力最集中的地方,在维护检查的时候,也要对这些地方加大检查的力度。
通过有限元的计算,也可以得到连杆螺栓各个点的位移情况,将这些所有的点集合起来,就可以了解到螺栓整体在预紧力作用下的变形情况。在给定的载荷和约束的条件下,最大位移发生螺柱的一端,最大的位移大概为0.33×10-4mm。
3 结论
3.1 连杆螺栓的材料选择了40Cr合金钢。
该合金钢的表面硬度较高,并且耐磨,,结合本文对其的校核计算,该材料完全能够满足柴油机连杆螺栓强度和刚度的需要。
3.2 在螺头和螺柱的连接过渡部分出现了应力集中的现象,一旦所选螺栓材料刚度不足,断裂位置一定会出现在螺头和螺柱连接的过渡部分。
3.3 本文在有限元静力学分析当中,采用了直接加载法进行预紧力的加载,大大的减少了计算的难度和计算量,有助于减少时间并节约了计算的资源,同时也使得结果变得更加的准确。
3.4 本文只通过静力分析对柴油机连杆螺栓的强度进行分析,可以在本文校核的基础上继续对之后的工作载荷进行模拟,同时可以继续进行相应的疲劳强度分析。
参考文献
[1]张航.船用四冲程柴油发电机连杆螺栓的损坏与控制[J].天津航海,2007.
[2]李竞.注塑机模板的有限元分析及改进设计[J].广州大学学报,2001.
[3]高常云.光弹性-数值计算应分析混合法的研究[D].大连:大连理工大学,2000.
活塞隔膜泵隔膜室大螺栓强度校核 篇2
关键词：预紧力,总拉力,强度,疲劳强度
1 活塞隔膜泵隔情况概述
广西华银铝业公司氧化铝厂新增溶出隔膜喂料泵是中色 (沈阳) 泵业公司供应的, 是公司年产200万吨氧化铝粉的关键设备, 但自投产以来, 出现多次隔膜室大螺栓在较长时间的运行后螺母松动、螺杆折断的故障。本文主要对隔膜室螺栓在运行工况下的强度校核和疲劳强度校核。
2 隔膜室螺栓基本受力分析
隔膜室大螺栓联其主要作用是锁紧隔膜室盖, 同时保持对隔膜圆边和盖垫子有一定的压力, 保证隔膜和垫子的密封性。同时承受预紧力F0和工作载荷F的作用。分析螺栓受力情况, 由于螺栓和被联接件的弹性变形, 螺栓在承受轴向拉伸工作载荷后, 其所受到的总拉力并不等于预紧力F0和工作拉力之F和。我们先从分析螺栓联接的受力和变形的关系入手找出螺栓总拉力。
我们把隔膜室大螺栓受力情况大致表现为图1所示, 图示出了单个大螺栓联接在承受轴向拉伸载荷前后的受力及变形情况。
图1a为隔膜盖与隔膜室刚安装到位, 隔膜盖未进行打压紧固, 螺母只和被联接件相接触, 但尚未拧紧。此时, 螺栓和被联接件都不受力, 因而也不产生变形。
图1b为隔膜盖已打压到位, 螺母已拧紧, 但未受工作载荷。此时, 大螺栓受预紧力F0拉伸作用, 其伸长率为λb。相反, 被联接件则在F0压缩作用下, 其压缩量为λm。
图1c是螺栓承受工作载荷时的情况。当螺栓承受工作载荷后, 因所受的拉力由F0增至F2而继续伸长, 其伸长量增加Δλ, 总伸长量为λb+Δλ。与此同时, 原来被压缩的被联接件, 因螺栓伸长而放松, 其压缩量也随着减小, 且其减小量应等于螺栓拉伸变形的增加量Δλ, 因而总压缩量λ'm=λm-Δλ, 而被联接件的压缩力也由F0减至F1。
显然, 隔膜室大螺栓受工作载荷后, 由于预紧力的变化, 螺栓的总拉力F2并不等于预紧力F0与工作拉力F之和, 而是等于残余预紧力F1于工作拉力F之和。
3 对隔膜室螺栓进行强度校核与疲劳强度校核
3.1 螺栓受到的预紧力F0
由图1b可以看出隔膜室螺栓受到的总预紧力F0'等于垫子与隔膜的反弹力相等。在这里我们假设垫子与隔膜为均匀受力。隔膜盖垫子尺寸为φ882×φ856×19mm;隔膜受隔膜室盖压力面积即为隔膜室盖前端圆环面积, 测量其尺寸为φ830×φ800mm, 所以隔膜盖垫子的受力面面积S1和隔膜受压面面积S2为:
同理:S2=0.038m2。
隔膜盖预紧时用打压泵打压至P=80Mpa, 则整个隔膜室大螺栓受到的总预紧力F0'为:
每个隔膜室有24根联接螺栓, 它们均匀分布在以隔膜室盖中心为圆心的圆上。假设其每根螺栓受力均等, 则单根螺栓受到的预紧力F0为:
3.2 隔膜室螺栓受到的工作负载F
隔膜室正常运行时压力为60bar, 即隔膜室盖在活塞运动时最高受到P'=60bar的工作载荷, 测量得隔膜室盖工作载荷作用位置区域为φ800mm圆形区域, 其圆心与螺栓分布的圆同心。所以, 隔膜室盖受到的推力为:
此时隔膜室盖受到的推力即为该隔膜室全部螺栓受到工作载荷作用的总拉力, 其方向与螺栓轴向相同。则单根螺栓受到的最大工作拉力F为:
3.3 单根螺栓受到的总拉力F2
根据我们前面对螺栓力的初步分析可知螺栓受到的总拉力等于残余预紧力与工作拉力之和。螺栓受到的总拉力F2一般总是满足F0≤F2
式中螺栓的相对刚度根据实际中隔膜盖的刚度较小和垫片材料为橡胶考虑, 在此, 取相对刚度值为0.9。所以得隔膜室螺栓受到的轴向总拉力F2为:
3.4 校核隔膜室螺栓的拉伸强度
隔膜室螺栓采用的是10.9级M56的双头螺栓, 材料为42Crmo, 其部分力学性能为:抗拉强度σb≥1080 Mpa;屈服强度σs≥930Mpa硬度≤217HB。
螺栓的拉伸强度条件为:
式中:d1—隔膜室螺栓的危险截面, 其有效直径为φ50mm。
[σ]—螺栓的许用应力。正常我们都是通过打压泵紧固隔膜室盖, 对控制预紧力的M56螺栓S=1.2~1.5。考虑到螺栓在紧时扭转切向力的影响, 校核时将总拉力F2增加30%, 所以得校核隔膜室螺栓的拉伸强度:
结论:隔膜室螺栓的拉伸强度是满足隔膜泵运行要求的。
3.5 校核隔膜室螺栓的疲劳强度
隔膜泵活塞运动是周期性的, 所以隔膜盖受到推进液推力也是周期变化的。在活塞往前对运动隔膜做功的过程中, 隔膜室盖受到推力逐渐增大, 最大为F∑;同理当活塞在回程的时候, 隔膜室盖受到的推力由最高值逐渐减少, 直至不受推力影响。隔膜室盖受到的工作压力应该在0~F∑之间变化, 由此也可知隔膜室单根螺栓受到的工作拉力也在0~F之间变化, 此时螺栓受到的总拉力将在F0~F2之间变化。在此不考虑螺纹摩擦力矩的扭转作用, 则螺栓危险截面的最大拉应力为:
同理得最小拉应力为:
应力幅为:
校核螺栓的疲劳强度为:
式中:σ-1tc——螺栓材料的对称循环拉压疲劳极限, 查表得σ-1tc=340 Mpa;
φσ——材料常数, 对于合金钢, 其值在0.2~0.3之间, 在此取φσ=0.25;
Kσ——拉压疲劳强度综合影响系数。代入各经验系数得:Kσ=8.78;
S——安全系数, 对于控制预紧力的紧螺栓, S=1.5;
所以有:
结论:Sca
4 小结
由以上校核计算, 我们可以认为现用的隔膜室螺栓在强度是足够满足隔膜泵运行要求的, 但是疲劳强度达不到我们隔膜泵运行要求。
参考文献
[1]濮良贵, 纪明刚.机械设计第七版[M].北京:高等教育出版社, 2005.
螺栓强度校核 篇3
目前国内多采用API推荐的方法, 即用修正古德曼来进行抽油杆强度校核和杆柱设计, 如图1。抽油杆柱的许用应力的计算公式:
式中σall——抽油杆柱的许用最大应力;T——抽油杆最小抗拉强度;σmin——抽油杆最小应力;SF——使用系数, 考虑到流体腐蚀性等因素而附加的系数 (小于或等于1.0) 。
一、超高强度抽油杆强度校核模型的建立
在修正古德曼图基础上, 我们综合考虑了不同材质抽油杆自身的物理化学特性 (不同钢材自身的安全系数K、最小抗拉强度和屈服强度比值a) , 进一步对其修正古德曼图和抽油杆柱最大许用应力计算公式进行了如下修正。
如图2, 设安全系数为K, 抗拉强度与屈服强度比值为a;则, D2E2最大疲劳极限线;D`K`最大许用疲劳极限应力线;
古德曼曾假设, 拉伸脉动循环时的安全疲劳极限为材料抗拉强度的一半, 考虑安全系数K, 故D`点坐标为: (0, T/ (2K) ) , K`点坐标为: (T/a, T/a) 。则D`K`线段方程为:
并考虑油井流体腐蚀性, 则有:
式中参数a、K可以通过抽油杆实验得到。
对比式1.2、式1.1, 不难求得:修正古德曼图中K=2, a=1.75。
二、关键参数求取及最大许用应力计算
(1) a、T参数的求取
如图3所示, 抽油杆抗拉强度σb, 最小抗拉强度T, 屈服强度σs。
其T为多组实验中σb最小值
(2) K参数的求取
如图4所示, 可按照《SYT 6272-1997超高强度抽油杆》附录A中安全系数K求得, 即:
式中S50%为置信度50%的疲劳极限, S99.9%为置信度99.9%的疲劳极限。
为了保证安全系数的可靠性, 通常至少取三个应力比做试验, 这样就会算得三个安全系数, 取这三个中的最大值作为抽油杆的最终安全系数。
最后, 将所得的a、T、K参数返代入 (1.2) 式, 即可得到这种高强度抽油杆柱强度校核公式。要保证抽油杆柱不发生疲劳破坏, 抽油杆的最大应力不应超过式 (1.2) 计算出的许用最大应力σall, 即
将最大、最小载荷公式代入式 (1.2) 和 (1.3) , 就可得出计算抽油杆强度所允许的悬点最大载荷的公式, 进而可确定在一定抽汲参数和设备下抽油杆的允许下入深度, 或者在一定下泵深度下使抽油杆不超载的fp、s、n组合。
结论与认识
本文提到的超高强度抽油杆强度校核方法, 综合考虑了不同材质抽油杆自身的物理化学特性, 挖掘了超高强度抽油杆利用潜能, 使抽油杆柱优化设计更加具有合理性, 有一定节能、降耗、提效特点, 具有很好的推广价值。
参考文献
浅析强度校核有关条款修订变化 篇4
在用压力容器定期检验中, 除了必要的专业技术检验外, 强度校核也是常用的手段之一。旧版TSG-R7001-2004《压力容器定期检验规则》 (以下简称旧《定检规》) 第二十五条第 (十) 款第1条和新版TSG-R7001-2013《压力容器定期检验规则》 (以下简称新《定检规》) 第三十一条都规定, 凡有以下情况之一的, 应进行强度校核: (1) 腐蚀 (及磨损) 深度超过腐蚀裕量; (2) 名义厚度不明; (3) 结构不合理 (并且已经发现严重缺陷) ; (4) 检验人员对强度有怀疑。
旧《定检规》还要求“设计参数与实际情况不符”的也应进行强度校核, 新版中删除该项。
在强度校核有关原则方面, 新《定检规》作了一定修订:
1) “材质不明者”修订为“材料牌号不明者”;强度校核时采用同类材料的最低强度值校核, 修改了旧《定检规》中统一采用Q235钢进行强度校核的要求。
2) 强度校核压力, 修改为容器允许使用压力, 不再考虑安全阀的开启压力。
3) 校核时的温度, 修改为设计温度或者操作温度[1,2]。
这些修订一定程度上影响强度校核的结果, 下面以某容器筒体强度校核为例着重就“材质不明”问题的修订做浅析。
2 被检容器概况
该空气储罐于2005年投入使用, 由于使用单位的设备管理员更换频繁, 出厂资料丢失, 从破损的铭牌上仅得参数如下:设计压力4.2MPa, 设计温度70℃, 制造单位为上海某石化设备厂。
2013年定期检验情况:宏观检测合格, 实测内径1 202mm, 实测最小壁厚δmin=21.5mm, 双面焊对接焊缝, 外表面对接焊缝30%磁粉、超声检测合格, 安全附件合格。经查实际使用参数为:最高工作压力3.8MPa, 使用温度40℃, 介质为空气。
3 按照旧《定检规》校核
由于出厂资料的丢失, 导致该设备的材质、名义厚度不明, 符合旧《定检规》关于需要进行强度校核的条件。
另外, 旧《定检规》第二十五条第 (七) 款第1条规定:材质不明者, 对于无特殊要求的容器, 按Q235钢进行强度校核, 该设备为空气储罐, 无特殊要求, 故符合该规定, 按Q235钢进行强度校核。
校核参数:Pc=3.8MPa, 实测内径Di=1 202mm, [б]t=113MPa (Q235在40℃的许用应力为113MPa) [3], 焊接接头系数准=0.85, 腐蚀裕量C2′未知 (由于名义厚度不明, 故其腐蚀裕量未知, 但根据腐蚀裕量定义, 可得C2′≥0) 。
强度校核:
C2′≥0, 故校核厚度:δ2≥24.3>δmin。
所以, 强度校核不合格。
然而, 旧《定检规》中的Q235实质是Q235-B钢, GB 150-98《钢制压力容器》材料部分对该钢做了明确的适用范围规定: (1) 容器设计压力≤1.6MPa; (2) 钢板使用温度为0~350℃; (3) 用于壳体时, 钢板厚度不大于20mm; (4) 不得用于毒性程度为高危或极度危害介质的压力容器。
本文中的空气储罐设计压力为4.2MPa, 远高于Q235适用的最高值1.6MPa;另外, 检验实测得δ实测min为21.5mm, 也超过上述适用范围的不大于20mm的规定。郭云宝[4]等人也从设计环节、制造和监督检验环节、安装监督检验环节等方面论述了只要是经过产品质量监督检验合格出厂 (有铭牌、CS钢印) 的压力容器, 就不可能将Q235-B钢用做设计压力大于1.6 MPa的压力容器壳体。
显然, 该储气罐在明知不可能是由Q235钢制造, 仍然要求按照Q235-B钢来校核, 其结果就是壁厚不满足使用要求, 强度校核不合格。本文认为旧《定检规》中的这一条有欠妥之处。
4 按照新《定检规》校核
旧《定检规》颁布以来, 在实际实施中验证了一些不合理条款, 新《定检规》对其作了相应的调整, 关于强度校核的条款也对上述的欠合理条款作了相应的修订。新《定检规》第三十一条第 (四) 款规定:材料牌号不明并且无特殊要求的压力容器, 按照同类材料的最低强度值进行强度校核。
同类材料, GB 150-98《钢制压力容器》表4-1将压力容器用钢板分为碳素钢钢板、低合金钢钢板、高合金钢钢板, 根据空气储罐的设计压力和其他已知参数可确定:一般的碳素钢板材料难以满足其要求, 高合金钢钢板又显浪费, 实际中也很少使用, 故选用低合金钢板材料较为合适 (必要时, 可借助合金光谱或其他检测方法, 尽管不能精确其材料具体牌号, 至少可得出该材料的种类) 。按前款要求, 强度校核时“按照同类材料的最低强度值进行强度校核”。根据该储罐已测厚度、实际使用温度等参数查GB150-98《钢制压力容器》表4-1钢板许用应力, 可得出低合金钢板许用应力表 (表1) 。
由表1可看出, 该类材料压力许用应力最低值为16Mn R合金钢在该条件下的许用应力163MPa。
故按照新《定检规》[б]t=163MPa, 其他取值不变。
强度校核:
尽管C2′≥0, 但该储气罐介质为空气, 基本无腐蚀作用, 腐蚀减薄值极小, C2′值在一个检验周期中不会大于2mm, 故δ2<δmin。
所以, 强度校核合格。
5 讨论与建议
上述例子说明, 由于采用新、旧不同版本的校核规则 (采用新、旧《定检规》进行强度校核仅为了本文的需要, 起对比、参照作用, 容器的具体强度校核应根据校核当时施行的《定检规》版本为准) , 对同一容器可得出不同或者完全相反的校核结果。按旧规则, 该设备只能报废或者必须降压使用;按新规则, 该设备则可正常使用。
旧《定检规》于2004年颁布, 该规则可理解为:在强度校核时, 如果级别较低的Q235-B碳素钢强度校核都合格, 那么级别较高的合金钢如16Mn R、15Mn VR等材质制造的压力容器更能满足使用要求。在特种设备, 安全第一的大环境下, 结合当时诸如钢材质量、压力容器制造、使用、管理、检验的水平等因素, 规则采用较保守的校核条件, 尽管在当前看来稍有欠妥之处, 但在当时合情合理。
新《定检规》于2013年颁布、实施, 经历了近10年的经验积累和技术进步, 再加之当前提倡节能降耗, 更多的考虑压力容器的安全性和经济性的和谐统一。新规则中取消了强度校核中强制采用Q235进行校核, 代之为“按照同类材料的最低强度值进行强度校核”, 较之前有所放开, 适应了当前的需要。
对该条款的修订, 笔者认为:一方面, 尽管新规则中取消了强制采用Q235进行强度校核, 但检验人员在实际检验中由于自身水平的限制不能分清设备所使用材料的种类或者说为了责任的划分及保险起见, 完全可以把“材质不明者”和“材料牌号不明者”理解为同一意思, 仍然采用保守的校核参数, 笼统地采用Q235进行强度校核。
另一方面, 新规则提出了“材料牌号不明者, 强度校核时采用同类材料最低强度值校核”, 要求检验人员在强度校核前, 要根据设备的制造、使用等参数或者其他检测分析手段确定材料的种类, 再根据该类材料的最低强度值进行校核。这就极大提高了对检验人员的要求, 要求检验人员要有压力容器设计、制造、使用等多方面的知识综合能力, 这也是压力容器乃至整个特种设备领域检验工作发展的趋势。
新《定检规》将“材质不明”代之为“材料牌号不明”, 较之前有所放开, 但这种选取往往还是会大大低于该材料的实际许用应力值。笔者认为在当前容器的强度校核中, 尤其是在强度不足情况下, 可借助先进的仪器设备 (诸如合金光谱设备或在条件允许下进行材料化验等) 尽可能精确其材质, 以免造成不必要的浪费。另外, 设备制造厂家可能在同一时间生产多台同类产品, 本台设备资料遗失, 尽管不能完全参照其他容器材质进行校核, 但至少能起很好的参考作用[5]。
6 结束语
在用压力容器的强度校核是定期检验中常用的一项手段, 更是检验人员的一项基本功, 特别是新《定检规》要求检验人员有综合压力容器各方面知识的能力, 并能在实践中运用总结, 以确保在用压力容器既不被错误地降压运行甚至判废, 又不放过强度校核已不合格的危险设备, 只有这样才能从根本上做好检验检测工作。
参考文献
[1]TSG-R7001-2004压力容器定期检验规则[S].
[2]TSG-R7001-2013压力容器定期检验规则[S].
[3]GB 150-1998钢制压力容器[S].
[4]郭云宝.由一台空气储罐强度校核说起[J].化工装备技术, 2011, 32 (5) :26-27.