螺栓材料（精选9篇）
螺栓材料 篇1
Kweon Jin-Hwe的二维数值特征曲线法实际上有一定的应用缺陷, 本文通过对这种特征曲线法进行一定的改进, 使之能够应用于有限三维模型上, 改进后的特征曲线法对于螺栓的拧紧力矩的变化可能影响到螺栓接头强度给予了充分的考虑, 所以测试结果能够更加准确。
1 基于三维数值的特征曲线法分析
1.1 确定特征长度方法
三维数值特征曲线法想要提升测试的准确性, 就应该严格确认特征长度, 因为特征长度的不同会给测试结果带来不同的影响, 甚至影响准确性, 公式 (1) 表明了在螺栓上作用任意挤压负荷的公式。
其中:P1i为接头上施加任意压缩载荷, P1, i则为所承受的挤压载荷, d孔的直径和ti代表该层单向板的厚度代表。
(第i层) 平均拉伸应力的计算定义式如公式 (2) 所示:
P2i, w, d和ti分别为接头拉伸载荷时第i层单向板载荷, 孔直径和该层单向板的厚度及宽度。
复合材料的模型建立的基础就是对于层合板的每层模型建立, 通过各层具体拉伸的长度来计算各层层合板的应力分布及拉伸特征强度这种方式能够避免通过破坏性试验来进行测试。
1.2 考虑螺栓拧紧力矩的特征曲线法
因为螺栓拧紧力矩的影响, 所以在基于单向层确定的各层特征长度上, 如果接头破坏相对延迟, 那么垫圈尺寸也就是挤压破坏区会随着拧紧力矩的增大而破坏区域会增大, 失效负荷也会变大, 达到一定的值, 当这个情况达到最大程度时, 此时再继续扩大拧紧力矩, 失效载荷和破坏区域也不会在发生变化, 但是复合材料的连接强度就会变低, 从这点来说, 破坏区域的大小和垫圈大小及拧紧力矩的关系很密切, 由此改进的特征曲线公式为:
在上面公式中第i层表示的是拉伸特征长度使用Roti表示, 第i层压缩特征长度可以使用Roci代替, 这个范围-π/2≤θ≤π/2是θ的界限, d为孔直径。D为垫圈外径 (一般D=2d) , S为螺母内接圆直径 (一般取S=d) 。
2 算例
2.1 模型建立
三维特征曲线法经过改进后, 开始对一个具体的复合材料接头进行分析计算, 具体尺寸表1如下所示, T300/1034-C的测试侧料的单向板性能为:E1=147GPa, E2=E2=1138GPa, 泊松比:V12=V13=V23=0.3, 面内剪切模量:G12=G13=6.185GPa, G23=5.78GPa, 纵向拉伸强度:Xt=1.7 29 GP a, 纵向压缩强度Xc=1.3 7 8 G P a, 横向拉伸强度:Yt=Zt=00665GPa, 横向压缩强度:Yc=Zc=0.268GPa面内剪切强度:S12=S13=0.1338GPa, S23=00899GPa;层合板采用对称铺层, 螺栓采用30GrMnSiA材料, 弹性模量:E3=200GPa, 泊松比:V=0.3。
采用ANSYS大型有限元软件对这种三维有限元模型进行分析, 因为这个模型是堆成的, 所以可以使用接头的一半来进行研究, 如图1所示, 就是接头有限元模型示意图。
本文所使用的算例中三种试件的螺栓直径分别为6mm, 8mm, 10mm, 每个螺栓分别施加6N·m, 12N·m, 18N·m的拧紧力矩然后在不同拧紧力矩下来对螺栓接头受力进行分析比较, 得出结果。
2.2 特征长度计算方法分析
在对这个测试元件进行分析之后, 发现当使用18N·m螺栓拧紧力矩时, 先对试件1进行应力计算, 将这个元模型固定好然后再施加不同的挤压载荷, 分别为10kN和8kN, 因为这元模型一端已经固定好, 同时对于另一端在施加不同的拉伸载荷, 分为为10kN和15kN, 然后结合螺孔周围的单元应力值, 在使用Matlab计算机辅助计算软件进行插值计算, 通过对试件1的计算, 最终发现其特征长度为1.28mm, 拉伸特征长度为5.74mm。
2.3 失效载荷计算和结果分析
根据所得到的拉伸和压缩特征长度再确定各个试件的特征曲线。然后对接头进行应力分析, 并且使用最新的特征曲线分析法进行相应的计算结果分析, 得出18N·m的拧紧力矩是试件1, 而12N·m的拧紧力矩则是试件2, 试件3在6N·m的拧紧力矩时失效载荷最大。经过计算, 当试件强度最大各试件失效载荷最大时所受拧紧力矩引起的侧压值均为60MPa左右。这说明连接件只有在合适的拧紧力矩下强度才能达到最大, 拧紧力矩过大或过小都会对强度造成影响。由此可见使用特征曲线法计算的特征强度要比实验数据更为精确。
3 结论
通过上面的分析, 可以得出两个结论其一是改进了基于单向层的三维特征曲线法, 提升了特征曲线法的精确度, 目前将最大误差已经控制在了4%一下;其二就是简化了运算模式, 通过建立简单的三维元模型, 在基本数值特征曲线法的基础上来有效的模拟螺栓拧紧力矩的影响, 这种方法被证实简单, 有效, 能够满足大型工程建设的需求。
参考文献
[1]Whitney J M, Nuismer R J.StressFracture Criteria for Laminated Com-posites Containing Stress Concentration[J].J Compos Mater, 1974, 10:253-265.
螺栓材料 篇2
一、钢结构用扭剪型高强度螺栓连接副
1，检测依据
GB/T 3632-2008 钢结构用扭剪型高强度螺栓连接副
2，取样批次
同一材料、炉号、螺纹规格、长度、机械加工、热处理工艺及表面处理工艺的螺栓为同一批。每3000套为一批，每批抽8套/组。
3，主要参数
紧固轴力（800元/组）、楔负载（1000元/组）。
二、钢结构用高强度大六角头螺栓
1，检测依据
GB/T 1231-2006 钢结构用高强度大六角头螺栓、大六角螺母、垫圈技术条件
2，取样批次
同一性能等级、材料、炉号、螺纹规格、长度、机械加工、热处理工艺、表面处理工艺的螺栓为同一批。每3000套为一批，每批抽8套/组。
3，主要参数
扭矩系数（800元/组）、楔负载（1000元/组）。
三、抗滑移系数(做抗滑移系数必需先做螺栓连接副的扭矩系数或紧固轴力）
1，检测依据（二选一）
GB 50205-2001 钢结构工程施工质量验收规范
JGJ 82-2011 钢结构高强度螺栓连接技术规程
2，取样批次
制造批可按分部（子分部）工程划分规定的工程量每2000t为一批，不足2000t的可视为一批。选用两种及两种以上表面处理工艺时，每种处理工艺应单独检验。3个试件/批次。
3，主要参数
抗滑系数（1200元/组）
4，样品制作要求
1）选取钢板制作样品前应考虑摩擦面在滑移之前，试件钢板的净截面仍处于弹性状态（即设计的滑移力要小于钢板的屈服力）；
2）样品图样
滑移件的形式及尺寸（㎜）
2.1）注：上图中的L1长度取200㎜～250㎜长，中间两边夹板（t2）的厚度总和≥中间钢板的厚度（t1）。
3）孔洞要求：
螺栓材料 篇3
近年来, 已经有众多学者对复合材料接头强度进行了研究, 采用的方法主要有实验法和数值分析方法。特征曲线法由于其计算简单, 所需费用较少的优点而逐步引起工程人员的关注。特征曲线法由Whitney和Nuismer[1]提出, Chang F K[2,3]把该方法应用到复合材料机械连接接头强度分析方面。Hamada 和Maekawa[4]提出了用钉孔挤压实验替代含圆孔板的压缩实验方法确定压缩特征长度。Kweon Jin-Hwe[5]等人又在此基础上提出了一种数值特征曲线法, 该方法完全使用数值计算来确定拉伸和压缩特征长度, 真正脱离了实验, 减少了费用。陈鹏飞[6]在Kweon Jin-Hwe[5]的基础上提出了一种在二维有限元模型上考虑螺栓拧紧力矩及侧压对螺栓接头强度的影响的特征曲线法。
基于二维有限元模型的特征曲线法由于无法完全考虑螺栓拧紧力矩的影响, 所以在二维模型基础上, 特征曲线法不是很适合用于计算复合材料层合板螺栓连接接头强度。本文在Kweon Jin-Hwe[5]的数值特征曲线法基础上提出了改进, 改进后的特征曲线法可在三维有限元模型上考虑螺栓拧紧力矩及侧压对螺栓接头强度的影响。
1三维数值特征曲线法
采用特征曲线法进行强度分析的过程主要如下, 首先对结构进行应力分析, 确定拉伸和压缩特征长度, 其次依据特征长度确定特征曲线, 对在特征曲线上的单元进行失效分析, 当特征曲线上的单元刚好发生失效时所对应的外载荷就是结构的失效载荷。本文中主要使用数值特征曲线法[5]来确定特征长度, 该方法不需要通过实验确定含孔板的拉伸破坏载荷和含孔板承压破坏载荷, 对模型上施加任意载荷通过数值计算就可以确定拉伸和压缩特征长度, 载荷大小对特征长度没有影响, 在各个载荷下所得到的拉伸特征长度/压缩特征长度相同。基于单向层的特征曲线方法, 由于各单向层材料或铺向角不同, 其承载能力有一定的不同。根据各层承载能力的不同分别计算特征长度, 根据各铺层的特征长度确定各层的特征曲线, 对各层由特征长度确定的特征曲线上的单元进行失效判断, 最后确定层合板接头的破坏载荷。
陈鹏飞[6]提出的特征曲线法表达式如式 (1) 所示。
式 (1) 中:Dw为垫圈外径 (依标准可取Dw=2d, d为孔直径) , Rot为拉伸特征长度, Roc为压缩特征长度, ( 取值范围为- (/2≤ (≤ (/2。λ为侧压系数, 取值范围为d/Dw≤λ≤1。式 (1) 中λ值是根据已知经验拟合出的一个值, 在其文章中是适用的, 但若垫圈尺寸或拧紧力矩发生变化, 则λ需要重新拟合, 在实际应用中带来不便。
在本文三维特征曲线法中, 模型采用三维有限元模型, 各层可划分为独立体单元建模, 可对各层分别分析。这样拧紧力矩和侧压可以直接加载在模型上, 省去了对λ的拟合, 对各种连接情况均适用, 因此在实际应用中比较方便。
1.1特征长度的确定方法
基于单向层的数值特征曲线法压缩特征长度定义为从孔前缘到沿载荷方向某点的距离, 当螺栓上作用任意大小的挤压载荷时, 任意一层 (第i层) 在该点位置上的局部压缩应力等于该层平均挤压应力, 该层平均挤压应力的计算定义式如式 (2) 所示。
式 (2) 中P1i 为接头上施加任意压缩载荷P1时, i层所承受的挤压载荷, d和ti分别对应孔的直径和该层单向板的厚度。
拉伸特征长度定义为从孔侧边到垂直载荷方向某点的距离, 当含孔层合板上作用任意大小的拉伸载荷时, 任意一层 (第i层) 在该点上的局部拉伸应力等于该层平均拉伸应力, 该层平均拉伸应力的计算定义式如式 (3) 所示。
式 (3) 中P2i, w, d和ti分别是接头施加的P2拉伸载荷时第i层单向板所承受的载荷, 单向板宽度, 孔直径和该层单向板厚度。
通过对复合材料层合板建立有限元计算模型, 分别对带孔板按拉伸特征长度定义计算出各层应力分布及各层的拉伸特征长度, 对带钉板按压缩特征长度定义计算出各层压缩特征长度, 将各层特征长度带入式 (4) 得出各层特征曲线。
1.2考虑螺栓拧紧力矩的特征曲线法
根据复合材料层合板特征曲线的表达式及基于单向层确定的各铺向层特征长度, 由于存在螺栓拧紧力矩作用的影响, 螺栓连接接头较难发生孔边分层等沿厚度方向的损伤, 接头破坏相对延迟。当垫圈尺寸一定时, 当螺栓拧紧力矩较小时, 挤压破坏区域随着螺栓拧紧力矩的增大而增大, 接头的失效载荷也随着增大, 当施加的螺栓拧紧力矩达到一定值 (最佳拧紧力矩) 以后, 接头的失效载荷达到最大值, 继续增大螺栓拧紧力矩, 失效载荷和破坏区域不会继续增大, 连接强度反而会降低。所以破坏区域跟垫圈大小和螺栓拧紧力矩作用有很大关系, 改进的特征曲线为:
rc (θ) = (D+S) /2+Roti+ (Roci-Roti) cos θ (4)
式 (4) 中Roti为第i层拉伸特征长度, Roci为第i层压缩特征长度, ( 取值范围为- (/2≤ (≤ (/2, d为孔直径。D为垫圈外径 (一般D=2d) , S为螺母内接圆直径 (一般取S=d) 。
1.3失效判据
采用三维模型验证特征曲线法, 故采用三维Tsai-Wu失效准则对接头进行失效分析, 该失效准则为二次多项式, 表达式如式 (5) 所示:
式中σij (i, j=1, 2, 3) 分别为六个方向应力, X, Y表示单向板1, 2方向的挤压强度, 下标T表示拉, C表示压。
将特征曲线上各单元的应力值带入公式 (5) 中的失效判据进行计算, 当任何一层在特征曲线上的任一单元的L值大于或等于1, 即在该层此单元发生破坏, 就认为接头发生失效破坏。计算得出各层的失效载荷, 比较各层失效载荷大小, 当某层失效载荷最小即该层失效载荷为整个模型的失效载荷。
2算例
为了验证改进后的考虑了螺栓拧紧力矩影响的特征曲线法正确性与有效性, 利用本文所改进的方法对不同几何尺寸的单螺栓复合材料层合板连接接头强度进行分析预测, 所计算结果与参考文献[6]中的实验结果和计算结果进行了比较分析。
2.1模型建立
采用本文提出的改进的特征曲线法计算了复合材料层合板螺栓连接接头强度, 接头的几何尺寸如表1中所示, 材料为T300/1034—C, 其单向板性能为:E1=147 GPa, E2=E2=11.38 GPa, 泊松比:ν12=ν13=ν23=0.3, 面内剪切模量:G12=G13=6.185 GPa, G23=5.78 GPa, 纵向拉伸强度:Xt=1.729 GPa, 纵向压缩强度:Xc=1.378 GPa, 横向拉伸强度:Yt=Zt =0.0665 GPa, 横向压缩强度:Yc=Zc =0.268 GPa, 面内剪切强度:
采用Ansys大型有限元软件对复合材料螺栓连接接头建立基于间隙接触单元的三维有限元模型, 由于螺栓连接接头几何和外载荷形式的对称性, 为了简便计算, 取接头的一半为研究对象, 所建螺栓连接接头的有限元模型如图1所示。
本算例中三种试件的螺栓直径分别为6 mm, 8 mm, 10 mm, 每个螺栓分别施加6 N·m, 11 N·m, 18 N·m的拧紧力矩, 对不同拧紧力矩下的螺栓接头受力进行分析比较, 得出结果。
2.2特征长度计算
以试件1为例, 螺栓拧紧力矩取18 N·m时, 先对试件1进行应力计算, 对承压实验有限元模型端部固定, 在螺栓上分别施加10 kN和8 kN的挤压载荷, 对拉伸实验有限元模型一端固定, 在另一端分别施加10 kN和15 kN的拉伸载荷, 根据螺孔周围单元应力值, 使用Matlab软件进行插值, 得出试件1各层的特征长度如下表:
通过各层的特征长度进而确定模型特征长度, 试件1经过计算所得到的压缩特征长度为1.26 mm, 拉伸特征长度为5.76 mm。
根据同样的方法, 对各试件在不同螺栓拧紧力矩下的特征长度进行计算。各试件在不同螺栓拧紧力矩下的特征长度如下表:
2.3失效载荷计算及结果分析
根据所得到的拉伸和压缩特征长度, 确定各个试件的特征曲线。对接头进行应力分析, 采用三维Tsai-Wu失效判据对所确定的特征曲线上的单元进行失效判断, 确定失效载荷, 通过计算, 得到采用本文改进的特征曲线法计算的各试件的失效载荷如表4所示, 各试件在不同拧紧力矩下的失效载荷比较如图2所示。
通过图2可知试件1在18 N·m的拧紧力矩, 试件2在11 N·m的拧紧力矩, 试件3在6 N·m的拧紧力矩时失效载荷最大。经过计算各试件失效载荷最大时所受拧紧力矩引起的侧压值均为60 MPa左右, 此时各试件强度最大。说明连接件只有在合适的拧紧力矩下强度才能达到最大, 拧紧力矩过大或过小都会对强度造成影响。
本文计算结果与实验值及文献[6]结果比较如表 (5) 。
注:表5中各试件失效载荷的实验结果和二维特征曲线法计算结果来自文献[6]。
本文所计算的失效载荷与文献中的实验值及前人所用二维特征曲线法所得结果进行比较, 如表5所示, 采用本文所述方法所计算的螺栓连接接头的失效载荷跟实验值吻合的较好, 误差在4.12%以内;与文献中的实验值及前人所用二维特征曲线法所得的结果相比, 误差更小, 更适合工程使用。由于使用三维模型进行计算, 本文方法适用与各种尺寸的螺栓连接, 计算之前不需要对λ估算拟合, 在实际工程应用中比较方便。
由此可知, 建立三维有限元模型, 采用本文所述的特征曲线法计算和预测复合材料层合板螺栓连接接头的失效载荷是可行的, 计算精度是满足工程需要的。
3结论
(1) 本文采用改进的基于单向层的三维特征曲线法对螺栓连接接头承载能力进行了计算分析, 通过与实验结果及前人所用二维特征曲线法的结果比较, 最大误差在4.12%以内, 满足工程精度要求。
(2) 建立简单的三维有限元模型, 在数值特征曲线法基础上能够有效地模拟螺栓拧紧力矩的影响, 方法简单, 适合工程应用。
摘要：提出一种基于复合材料三维应力分析的特征曲线法, 用于计算复合材料螺栓连接件的连接强度, 该方法与基于二维应力分析的特征曲线法相比, 可以考虑螺栓拧紧力矩对接头强度的影响。通过对算例的分析及与试验结果的对比, 证明提出的三维特征曲线法是可用于复合材料螺栓连接强度分析, 是一种适合工程计算的有效方法。
关键词：复合材料,特征曲线法,强度,三维
参考文献
[1]Whitney J M, Nuismer R J.Stress fracture criteria for laminated com-posites containing stress concentration.J Compos Mater, 1974;10:253—265.
[2]Chang F K, Scott R A.Strength of mechanically fastened composite joints.J Compos Mater, 1982;16:470—94
[3]Chang F K, Scott R A, Springer G S.Failure Strength of nonlinearly elastic composite laminates containing a pin Loaded Hole.J Compos Mater, 1984;18:464—477
[4]Hamada H, Maekawa Z I.Strength prediction of mechanically fas-tened quasi-Isotropic carbon/epoxy joints.J Compos Mater, 1996;30:1596—612
[5]Kweon Jin-hwe, Ahn Hyon-Su, Choi Jin-Ho.A new method to de-termine the characteristic lengths of composite joints without testing.Composite Structures, 2004;66:305—315
《螺栓说明A3》 篇4
一、工程概况
1、网架结构型式：本网架为螺栓球节点网架。
2、网架平面尺寸详见网架平面图。
3、网架屋面为彩钢瓦。
4、本工程坡度形式为檩条找坡。
5、网架支承形式：下弦柱点支承。
6、网架平面布置图中方框为支座，支座反力单位为千牛（KN）。
二、设计所遵循规范：（施工必须遵照以下规范）
1、《建筑结构荷载规范》GB50009-2001
2、《建筑抗震设计规范》GB50011-2001
3、《网架结构设计与施工规程》JGJ7-91
4、《钢结构设计规范》GB50017-2003
5、《钢结构工程施工质量验收规范》GB50205-2001
6、《钢网架螺栓球节点》JG11-1999
7、《钢网架检验及验收标准》JGJ12-1999
8、《冷弯薄壁型钢结构技术规范》GB50018-2002
三、设计技术参数
1、上弦静载0.30KN/㎡2下弦静载0.20KN/㎡
3、上弦活载0.50KN/㎡
4、雪荷载0.40KN/㎡
5、风荷载0.45KN/㎡
6、地震设防烈度：7 度；温差±25℃。
7、计算机程序自动形成网架自重。
8、荷载必须作用在节点上，使用中不得超载，杆件不随横向荷载。
9、本网架工程采用朱坊云编制的SFCAD2006进行满应力优化设计。
四、防火要求
本工程防火等级为二级，网架耐火极限为1.5h。
五、材料要求
1、钢管：选用GB700-88中的Q235B，采用热镀锌钢管。
2、高强螺栓：选用GB3077中的40Cr；等级符合GB/T16939，为10.9级。
3、封板锥头：选用Q235B钢，钢管直径大于等于75时必须采用锥头，连接焊缝以及锥头的任何截面应与连接的钢管等强，厚度应保证强度和变形的要求，并有试验报告。
4、套筒：选用Q235B。
5、焊条选用E43系列。
6、材料应具有质量保证书或证明书及试验报告，产品质量应符合《钢网架行业标准》。
六、网架制作、安装
1、网架的制作、安装均应符合《钢结构工程施工及验收规范》的规定。
2、未注明尺寸的焊缝一律满焊，最小焊缝高度为最小构件厚度的1.5倍且不小于Hf=4mm，最小焊缝长度为构件肢长的1.5倍且不小于120mm。
3、构件出厂前必要时行预拼装工作，如吊装须注意吊点的布置及采取必要的临时加固措施。
4、预埋件与网架支座板是由螺栓连接，所以在施工中应绝对保证其位置和标高水平允许偏差±10mm，竖直允许偏差±5mm。
七、网架除锈、涂装
1、网架在制作前钢材必须进行彻底除锈，要求无锈蚀，无灰尘等，除锈等级按《涂装前钢材表面锈蚀等级和除锈等级》GB8923-88的St2.0。
2、钢材除锈后，防火面漆按耐火极限要求确定厚度，由专业厂家施工。
寻找折断的螺栓 篇5
近读人机象棋大战的故事颇受启发。机器人套用“最佳棋路”打败了众多顶级大师, 却输给了一位业余女选手。原来, 这位女选手反其道行之, 走起低水平棋路, 弄得机器人反而没了应对办法, 只好“拱手”认输了。至此, 人们不禁为女棋手拍案叫绝, 其手法着实高明到位。而其高就高在善于反常思维、逆向思维。
习惯性的思维束缚着创新的思想, 当你处理一件事的时候, 首先想到的是“自己以前遇到类似的事情, 是怎么处置的”, “别人是如何做的”, 然后沿着自己或别人作过的思路、经验或模式重演。在习惯性思维的引导下, 很难走上创新的道路。
某大型石油化工企业曾经发生过这么一件事, 法兰盘上的一根螺栓折断后掉进设备里面, 技术人员打开设备顺着管道寻找, 怎么也找不到。再往下寻找, 必须停产。于是请示厂长, 厂长认为此事非同小可, 决定停产3天找螺栓。
正在这时, 参加完全省职工创造力开发培训的青年女工回到厂里。听说厂里要停产3天找螺栓, 她找到厂长问明情况, 沉思片刻后说:“我这次在省里学了创造学, 老师讲了逆向创造法, 有些问题可以从反面找到解决问题的办法。”她接着说:“断螺栓说不定跑到了设备的上面, 应该先从设备的上面找。”
技术人员打开设备顺着管道柱往上找, 果然发现了那截断螺栓。一句话避免了停产3天的损失, 而且停产3天也找不到断螺栓, 因为停产这3天还是继续往下找, 螺栓根本就不在下面。厂长高兴极了。
“重的往下掉, 轻的向上浮”, 这是常见的现象, 也是人们的常识。而当常见的现象发生变化时, 人们的常识没有变, 常识没有变, 思路就不可能变。常见的现象在什么时候、什么情况下发生变化, 人们压根不知道, 也不去思考这样的问题。创造性的思维要求人们能够预见、预测到常见现象变化的可能性以及由此引起的后果, 并能思考到针对这种变化了的现象应该采取的措施。
“断螺栓应该往下掉”, 这是常识。但是当管道内的压力发生变化, 形成负压时, 它就被抽吸到了上面, 卡在某个部位, 结果出现了与常识相悖的情况。尽管这种情况很少见, 但是这种情况一出现就成了使人想不到的问题。如果思路没有改变, 这个问题就难以解决。
一个好主意, 也许就是一句话。好主意不是老主意、不是旧主意, 而是别人不去想的主意, 是别人想不到的主意。好主意是创造性解决问题的指向。要想出这样的主意, 必须挣脱习惯性思维的束缚。“往设备的上面找”, 这就是创造性的好主意, 没有逆向反求的思路, 还真想不到这并不难想到的主意。
对于某些问题, 尤其是一些特殊问题, 从结论往回推, 倒过来思考, 反过去想或许会使问题简单化, 使解决它变得轻而易举, 甚至因此而有所发现, 创造出意想不到的奇迹来。
大型螺栓紧固新方法 篇6
一、大型螺栓紧固新方法介绍
1. 传统紧固方法
(1) 大锤敲击扳手法
此法不仅费工费力而且相当不安全。
(2) 液压力矩扳手紧固法
液压力矩扳手紧固法需要一套液压力矩扳手和提供液压动力的泵站装置。它的紧固原理同传统紧固方法一样, 操作也不方便。而且一套液压板手和泵站装置的费用非常高。
(3) 电加热拉伸紧固法
螺栓加热方法有电阻丝加热法和电热管加热法等, 电热管加热法操作比较方便和安全, 所以应用比较普遍。这种方法需要在螺栓上钻孔, 以便放置加热管。需要根据螺栓预紧力Po计算伸长量ΔL和旋拧紧固角度θ:
式中:CL———螺栓刚度, N/mm;
CF———被连接件刚度, N/mm;
t———螺距, mm。
安装螺栓时, 首先将螺栓在常温下拧紧, 保证各连接件贴紧。然后用电热管加热使螺栓伸长, 测量螺栓的伸长量等于计算要求的伸长量。然后拧紧螺栓, 保证旋紧角度θ符合计算值。当螺栓冷却后, 由螺栓收缩产生弹性恢复力压紧被连接件, 达到部件连接的目的。这种方法最大的缺点是耗费能源和时间。
(4) 液压拉伸紧固法
通过液压力将螺栓拉伸然后拧紧螺母, 靠螺栓材料的回弹力紧固螺栓。如图1所示, 它需要一套专用工具, 包括搬手、拉杆螺栓、支撑环、拉伸油缸和油泵。在安装螺栓之前应根据所需要的预紧力Po计算油缸压力P:
式中:A——为油缸油压面积, cm2。
安装螺栓时, 首先将螺栓在常态下拧紧, 然后安装支撑环、拉杆螺栓和拉伸油缸等专用工具。接上高压油, 拉伸油缸加压到所要求的压力P并保持。用搬手拧紧螺母后油缸卸压, 最后拆除专用工具。这种方法最大的缺点是需要昂贵的专用工具。
2. 新方法——顶推螺钉紧固方法
这种方法是运用分解—合成原理, 把一个大力矩分成多个小力矩, 产生多个小顶推力合成一个大的螺栓紧固张力。以小攻大, 用分布在大螺栓周围的多个小顶推螺钉逐一顶推, 形成紧固大螺栓所需的拉伸预紧力。在安装螺栓之前应根据所需要的预紧力Po, 按照公式计算每个顶推螺钉所需的拧紧力矩M。
安装螺栓时, 首先将顶推螺钉装在大螺母或螺栓上, 用普通力矩扳手拧紧顶推螺钉。首先调整力矩扳手的力矩值等于所计算的顶推螺钉力矩, 然后逐一拧紧顶推螺钉达到要求的力矩值。这就达到了大螺栓预紧力的要求。这种方法, 操作方便安全可靠, 是大型螺栓紧固的最佳方法。
二、各种大型螺栓紧固方法的分析比较
1. 力矩紧固法和拉伸紧固法的比较
不论通过什么方法, 力矩紧固螺栓是靠旋转螺栓或螺母使联结产生预紧力。当紧固螺栓时, 要有足够大的拧紧力矩去克服旋合螺纹间的摩擦力矩和螺母与被连接件支承面间的摩擦力矩, 才能够产生紧固螺栓的轴向预紧力, 拧紧力矩和预紧力的关系为:
式中:M———拧紧力矩, N·m;
Po———预紧力, N;
D——螺纹公称直径, m;
K——拧紧力矩系数。
式中:fc——摩擦系数;
d2——螺纹中径, mm;
ρ——螺纹当量摩擦角;
do———螺孔直径, mm;
λ———螺纹升角;
D1——螺母与支承面接触直径, mm。
在公式 (5) 中, 预紧力Po是连接工件所要求的。连接工件需要的预紧力越大, 使用的螺栓也就越大。大螺栓就需要大的拧紧力矩, 这是传统方法紧固螺栓的理念。为了进一步说明, 通过螺栓直径和拧紧力矩的关系曲线 (图2) , 可以看出螺栓直径的大小与拧紧力矩的关系是非线性的。M16的螺栓所需的拧紧力矩为219N·m, M48的螺栓所需的拧紧力矩为6152N·m, 它是219N·m的28倍, 而螺栓直径只是3倍的关系。这可以用拧紧力矩相对于螺栓直径的增长率 (增长率=拧紧力矩之差/螺栓直径之差) 来表示, 如螺栓直径从M10增到M20拧紧力矩相对于螺栓直径的增长率是38, 螺栓直径从M20增到M30的增长率是104, 螺栓直径从M42增到M48的增长率是339, 即增长率随着螺栓直径的增大愈来愈大。这就是说螺栓直径越大, 拧紧力矩的增长率就越大。所以使用力矩紧固法紧固大型螺栓所耗费的功力非常大。据统计螺栓紧固力矩一般按螺栓直径的3次方增加。
液压和加热拉伸紧固法不需要旋转螺栓或螺母, 直接实施的是轴向预紧力, 没有克服摩擦力的无用功的浪费。紧固螺栓时操作非常省力。顶推螺钉紧固法需要旋转顶推螺栓, 耗费的功力很小。它打破了大螺栓需要大拧紧力矩的传统概念。通过公式 (4) 可以推论得出:多个顶推螺钉的拧紧力矩之和n M大大小于拧紧一个大螺栓的拧紧力矩M (图3) 。
分别设大螺母的拧紧力矩为M;拧紧系数为K;螺纹直径为D;预紧力为Po;
顶推螺钉的拧紧力矩为m;拧紧系数为k;螺纹直径为d;预紧力为p。
下面举一个实际例子作进一步说明, 我公司真空动平衡用轴承座上用的6.6级M48螺栓。
由设计手册中查得预紧力为Po=362 600N, 计算得:
M=3 289.5N·m其中K=0.189
选择6个8.8级M16的顶推螺钉, 顶推紧固M48的螺栓。由手册查得8.8级M16螺钉的预紧力为p=68 600N。因为p> (Po/6=60 433N) , 所以只要拧紧6个顶推螺钉就满足M48螺栓预紧力的要求。计算得:
m=109.76N·m其中k=0.1
拧紧6个M16螺钉总共需要6m=658.56N·m。
所以6m=658.56N·m<
由3 289.5/658.56=4.995得出顶推紧固法比力矩紧固法节省近5倍的功力。
2. 螺栓受力分析
(1) 螺纹受力分析
采用力矩紧固法的螺栓和螺母, 轴向载荷在旋合螺纹各圈间的分布是不均匀的, 从螺母支承面算起, 第一圈受载最大, 以后各圈载荷急剧减小。理论分析和实验证明, 第8~10圈以后的螺纹几乎不受载荷。而顶推螺钉结构的螺栓在紧固时, 分布在大螺母圆周上的顶推螺钉和主螺栓之间产生的相对作用力形成圆周应力。在圆周应力的作用下, 大螺母的底部直径扩大, 上部直径缩小, 如图3大螺母两侧箭头所示。所以应力均匀地释放在整个有效螺纹上, 避免了应力集中, 增强了螺纹的承载能力。
(2) 螺栓受力分析
拉伸紧固法利用热拉伸、液压拉伸和顶推螺钉拉伸对连接的大螺栓只产生轴向拉力, 不受力矩紧固法在紧固螺栓时对螺栓产生的扭力。拉伸紧固法属于纯张力紧固, 改善了螺栓的受力状况, 增加了螺栓的承载能力, 可防止由于直接旋紧大螺母而造成的螺纹磨损、螺栓锁死, 还可对加工造成偏差进行补偿, 而张力变化很小, 对密封法兰或压力容器各螺栓之间张力均匀尤为重要。拉伸紧固方法可使栓接的弹性增强, 大大延长高温连接螺栓的使用寿命。
(3) 弹性恢复力和顶推拉紧力
加热拉伸和液压拉伸紧固方法是靠大螺栓拉伸后的弹性恢复力对连接件施加压紧力, 需要考虑螺栓和被连接件的弹性和刚度设计计算预紧力所需的伸长量。而且连接的质量和寿命与螺栓材料诸多性能相关。顶推紧固法是直接靠顶推螺钉对连接件施加压紧力。不需要考察螺栓的伸长量, 只要通过一般的力矩扳手控制预紧力就可以了。其连接质量和寿命只与螺栓的抗拉强度有关。
(4) 顶推螺钉受力状态分析
顶推螺钉受压而不受拉应力。所以顶推螺钉承载能力大大加强了, 在工作期间不易损坏。而且对螺栓紧固有一定的防松作用。
从上述力学分析可知, 顶推紧固螺栓的结构螺纹受力均匀, 承载能力强。用手动力矩扳手控制紧定制螺钉的拧紧力矩, 能很准确地控制螺栓的预紧力, 其精度可达90%~95%, 比任何紧固方法的精度都高。
3. 综合比较
综合分析比较可以看出:在大型螺栓紧固上, 传统紧固法应该淘汰;液压板手只解决了节省人力的问题;顶推紧固法用手动扭矩扳手紧固或拆卸螺栓, 拧紧顶推螺钉时需要一定的人力, 但操作比较安全省力。与顶推紧固法相比较, 加热紧固法需要专用工具测量螺栓的伸长量, 加热时浪费时间, 消耗电能并影响环境;液压拉伸法螺栓结构复杂, 加工和工具费用高。而顶推紧固螺栓的制造周期短, 加工成本低, 原螺栓结构改造容易, 只需在原螺母上加工顶推螺钉孔, 装上顶推螺钉即可, 更换螺栓占用设备修理时间很少, 经济效益非常可观。
为进一步说明各种紧固大型螺栓方法的优缺点, 对其加以比较, 如表1所示。
三、新方法在汽轮发电机组中的运用
1. 在高速动平衡摆架轴承座上的应用
真空动平衡用轴承座上的M48螺栓。原来用12bf大锤进行紧固, 不仅劳动强度非常大, 而且很容易造成人身和设备安全事故。
用顶推螺钉紧固M48螺栓, 只需要一个人用内六方扳手就能轻松地完成螺栓的紧固工作, 不会出现任何人身和设备事故。
经过多年的使用, 应用效果很好, 大大地减轻工人的劳动强度。连接螺栓经受了各种转子动平衡超速试验的考验, 重达70t的300MW汽轮机低压转子, 转速达到3 600r/min运行, 轴承座振幅高达180μm, 新结构紧固的螺栓未发现任何松动。
2. 在机组轴系联轴器上的应用
以往汽轮发电机组联轴器的螺栓连接靠紧密装配间隙紧固, 即铰孔直径接近螺栓的直径。这种螺栓连接的安装和拆卸耗时费力。由于间隙非常小 (0.02mm) , 需要小心放入, 在联接孔内螺栓极易卡住和研伤。近年来有许多新的连接结构应用于汽轮发电机组的联轴器中, 如英国的Pilgrim径向紧固螺栓、法国ALSTOM公司的膨胀管式联轴器和美国裕博国际公司的膨胀型定位顶推联轴器螺栓等, 它们的结构和安装方法各不相同, 但其定位原理基本相同, 都是使内锥形膨胀套向外扩张紧贴于连接孔内壁产生无间隙配合, 如图4所示。它使联轴器的传递力矩大大提高, 不会产生在极限负载条件下联轴器相对位移和滑动, 但缺点是会造成机组振动和螺栓卡死难以拆下等问题, 特别是300MW以上的特大型机组。新紧固法的应用不但可以避免产生上述问题并且连接螺栓可多次重复使用不易损坏, 联轴器的对中重复定位精度高, 大大减少由于连接问题造成的机组振动问题。
3. 在电站汽轮机部套上的应用
顶推紧固方法在电站汽轮机上许多部套上都可以使用, 如锅炉给水泵、循环水泵;汽轮机截止阀、控制阀;汽轮机入口法兰、高中压汽缸等。图5是汽轮机顶部阀门的安装情况。
大型螺栓顶推紧固方法是目前国际上比较先进的创新技术。它与热电偶紧固螺栓方法相比可以节约大量电能。它与液压拉伸紧固螺栓方法比较可以节省液压专用工具成本。安装操作比起传统力矩紧固法省力, 特别适合老机组的改造。这种新的大型螺栓紧固方法在国外正在大力推广, 国内各行业还很少见到, 但已有国外专业公司向国内推广。
参考文献
高强度螺栓断裂分析 篇7
某风场风机塔筒连接用高强度螺栓在服役了约2a后发生了断裂, 该螺栓规格为M36×170 mm, 性能等级为10.9 级, 材质为B7 (与国内42Cr Mo材质接近) , 表面达克罗处理。为了进一步查找原因, 对部分螺栓进行分析。
1 理化检验
1.1 宏观观察
笔者共取回5 支螺栓, 其中4 支未断, 1 支螺栓断裂, 失效螺栓的断裂部位位于螺栓头杆连接处, 如图1 所示。
该批螺栓在杆部一侧有明显的擦碰伤, 部分螺栓表面涂层已经磨损掉并显出基体金属, 部分螺栓已有锈迹, 如图1 所示。擦碰出为上下塔筒法兰连接位置, 螺栓上的擦痕呈三角形状, 结合螺栓实际安装情况可以判断该擦碰伤是螺栓与塔筒法兰内孔之间碰擦产生。
1.2 断口扫描
对失效螺栓进行目视检查, 其断口周围没有明显的塑性变形, 断面比较平整。图2 中A区域断口比较细腻光亮, 部分区域有锈蚀和磨蹭的痕迹, 且越靠近B区域方向海滩状花样越明显;图2中B区域有明显的锈蚀痕迹, 仔细观察仍可见海滩状花样;图2 中C区域断口比较新鲜, 没有腐蚀痕迹, 呈现金属本色, 断口比较粗糙, 该区域断口的面积约占整个断面面积的1/3。
截取断口进行超声波清洗后置于扫描电镜中观察, A区域边缘比较平滑细腻, 微观形貌有明显的磨损痕迹, 隐约有向内部扩展的贝纹线, 该位置为裂纹源区[1]。B区域的主要微观形貌是疲劳辉纹和少量二次裂纹, 如图3 (a) 所示, 该区域疲劳辉纹比较细密, 说明服役时该螺栓受到的应力振幅较小, 在不断的小应力振幅下裂纹一点点不断扩展, 该区域是裂纹扩展区域[2,3]。C区域的主要微观形貌是等轴韧窝和剪切韧窝, 如图3 (b) 和图3 (c) 所示, 该区域是瞬断区。
1.3 金相检查
将取回的断裂螺栓和未断裂螺栓分别制取金相试样, 使用5%的硝酸酒精腐蚀后观察其显微组织。断裂螺栓和未断裂螺栓的组织均为均匀的回火索氏体组织, 如图4 所示。断裂螺栓和未断裂螺栓非金属夹杂情况主要是D类球状氧化物夹杂 (细系) 1.5 级, A类硫化物夹杂 (细系) 1 级, 在螺栓的表面和心部检查, 非金属夹杂没有明显的区别。螺栓碳势正常, 在表面有轻微的半脱碳。将断裂螺栓头部纵剖开, 腐蚀后低倍下观察, 其头部流线连续流畅且延头部外形分布, 如图5 所示。
在断裂螺栓杆部断口附近发现在断面附近有细长的裂纹, 如图6 所示。该位置距离断口较近裂纹延垂直螺栓杆部向内延伸, 裂纹细长且笔直, 边缘没有明显的脱碳和氧化迹象, 且穿过表面涂层, 可排除淬火裂纹的可能[4], 该裂纹为螺栓服役期间产生的微裂纹。
1.4 力学性能试验
对断裂螺栓进行表面、芯部硬度试验, 试验结果符合标准要求, 如表1 所示。
对未断裂螺栓进行楔负载、硬度、冲击等力学性能试验, 其测试的指标均符合标准要求, 如表2 所示。
1.5 化学成分分析
采用THERMO ARL3460 OES直读光谱仪对断裂螺栓进行化学成分分析, 试验结果标准要求, 如表3 所示。
%
2 综合分析
螺栓样品的化学成分、力学性能检测均符合相关标准的要求, 螺栓的非金属夹杂物、头部流线、显微组织等方面的检查也未发现异常。
螺栓的断裂发生在头杆连接处, 断口上分布着大量海滩状花样, 微观形貌上可见大量疲劳辉纹呈典型疲劳断裂特征[7]。螺栓疲劳断裂时一种损伤累积, 是螺栓受到多次循环应力作用的结果, 疲劳断裂起源于应力集中明显部位[8]。该断裂螺栓疲劳源区位于头下圆角位置, 为应力集中区, 螺栓在受到外力的脉动作用后在头下圆角区域首先产生微裂纹, 形成疲劳源。金相检查时, 在断裂位置附近也发现尚未扩展的微裂纹, 也印证了该点。螺栓在服役过程中风力和风叶转动产生的循环冲击载荷作用, 使得微裂纹不断扩展直至断裂[9]。
3 结论和建议
1) 螺栓断裂形式为疲劳断裂。
2) 在该批螺栓中发现光杆部位均存在局部磨损、腐蚀现象, 对比实际的安装情况判断应为螺栓安装的问题导致螺栓杆部与塔筒法兰孔碰擦所致。不良的装配从一方面使得螺栓头杆连接处承受附加弯曲应力[10], 另一方面也影响了风机套筒整体紧固的可靠性, 使得螺栓的松动更容易发生[11], 造成塔筒螺栓预紧力不良的问题[12], 建议相关部门规范施工, 风机运行后加强巡查。
参考文献
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螺栓并非越紧越好 篇8
一是因拉力超限而使螺栓变细变长、拧断螺栓或造成螺栓、螺母上的螺纹被破坏而滑牙。所有这些, 都会使螺栓预紧力大大降低, 甚导致螺栓在发动机工作时断裂, 造成联接失效, 给机器正常、安全的工作埋下重大隐患。
二是如果连杆大头螺栓拧得过紧, 螺栓一旦断裂, 将发生连杆大头轴承盖飞脱, 击坏发动机的重大事故。
三是若将一些直径较大的螺栓拧得过紧, 会使连接件产生永久变形和难以拆卸等问题。
四是若将发动机气缸盖螺栓拧得过紧还, 有可能导致气缸盖裂纹。
五是若将主轴承盖螺钉拧得过紧, 会直接影响发动机的转速、扭矩、功率, 并增加曲轴、轴承的磨损。
螺栓预紧力确定 篇9
螺栓预紧可提高连接可靠性及疲劳寿命, 增强连接部位紧密性和刚性, 螺栓预紧力控制不当会导致连接失败。例如, 当前风电行业中风机倒塌事故很多都是由于塔筒连接螺栓预紧力过大或过小直接引起偶然过载和疲劳失效而造成。因此确定螺栓预紧力在螺栓应用中非常重要。
螺栓预紧力确定必须结合螺栓工作条件、力载荷影响因素, 根据材料力学理论和螺栓受力应力-应变特性, 对螺栓进行受力分析后通过校核计算确定。
2 影响螺栓预紧力基本因素有三点
(1) 螺栓材料的物理性能; (2) 螺栓工作条件, 如螺栓受拉还是受剪、承受静载还是变载等; (3) 螺栓在动态工况下疲劳强度。
3 螺栓受拉伸预紧力作用下应力-应变特性
(1) 螺栓材料一般是碳钢或合金钢, 其应变随应力的变化规律符合金属材料应力-应变曲线图 (见图1) ;δe-材料弹性极限;δs-材料屈服强度;δs-材料抗拉强度。
(2) 材料应力-应变曲线图表明, 材料试件在应力作用下其应变由弹性形变至破坏断裂过程可分为三个阶段: (1) 弹性变形范围段, 此段材料试件应变应力为线性关系, 遵守胡克定律; (2) 均匀塑性变形范围段, 此段材料试件应变应力为非线性关系, 从弹性极限应力开始至屈服强度应力结束; (3) 不均匀塑性变形范围, 当试件加载应力达到材料屈服强度后再继续增加, 试件变形呈不规则状况, 变形加剧 (即出现缩颈现象) , 应力很快到达极值-材料抗拉强度, 而后急速减小, 材料断裂。给连接螺栓施加预紧力时应以控制其应变在弹性变形范围段为原则。
4 螺栓预紧力的确定-受力分析和校核计算
(1) 根据螺栓的应变应力规律, 可依其受力状况确定螺栓预紧力。螺栓在螺母拧紧时受到两种应力: (1) 预紧力引起的拉应力; (2) 螺纹力矩引起的扭转剪切力。研究表明, 当螺栓承受的预紧拉应力 (δp表示) 达到其屈服强度 (δs表示) 的0.78倍时, 螺纹沟底开始破坏, 由此螺栓预紧应力需满足δp<0.78δs这一前题条件, 螺栓应变才能控制在弹性变形范围段, 对一般机械螺栓连接, 考虑工程实际因素, 通常取δp=0.7δs。
(2) 螺栓结构简图 (图2) 及装配连接受力状况示意图 (图3)
图3中, d-螺栓大径, d2-螺栓中径, d1-螺栓小径, F-螺栓预紧力, T1-螺栓与螺母间螺纹副摩擦力矩, T2-螺栓预紧螺母与支承面摩擦力矩。
(3) 螺栓预紧力计算
(1) 液压拉伸法预紧螺栓方式螺栓预紧力的计算
式中, As-螺栓螺纹有效截面面积, As=π· (ds/2) 2;已知δp=K1·δs, K1-预紧系数, 一般取K1=0.7;ds-螺栓螺纹危险面计算直径, ds= (d2+d3) /2, d3=d1-H/6, H-螺栓螺纹的原始三角高度。
把已知代入式 (1) 得:F=K1· (6d1+6d2-H) 2·δs/576 (2)
从式 (2) 可知, 决定螺栓预紧力计算值有三个因素:预紧力系数、结构尺寸及材料物理性能。
(2) 扭力扳手力矩法预紧螺栓方式螺栓预紧力的计算
T为公称预紧扭力矩;dm= (dw+d0) /2为螺母支承面平均直径;f1为支承面摩擦系数;λ为螺纹升角;ρv为螺纹当量摩擦角。
取K=[d2tan (λ+ρv) /d+f1dm/d]/2, 代入 (3) 式, 螺栓预紧公称扭力矩计算公式可简化为:T=KFd (4)
K为拧紧力矩系数 (0.1
5 结语
综合考虑螺栓预紧力影响因素, 以螺栓应力-应变规律为原则, 正确应用螺栓预紧力/预紧力矩计算公式是确定螺栓预紧力的方法。
参考文献
[1]成大先.机械设计手册[M].北京:化学工业出版社, 2007.