螺栓预紧力

螺栓预紧力（共7篇）

螺栓预紧力 篇1

1 引言

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.

[2]机械设计手册编委会.机械设计手册[M].北京:机械工业出版社, 2004.

螺栓连接的预紧力控制 篇2

螺栓连接是设备安装中最普遍的一种连接方式, 螺栓连接是否符合设计要求, 对整个设备的运行可靠性和安全性有很大的影响。为了保证螺栓连接的可靠性, 除了螺栓螺母本身的质量要求外, 装配时螺栓预紧力的控制也起到关键性的作用。给螺栓连接施加合适的预紧力可以增强连接的刚性、紧密性、防松能力, 避免螺栓在受横向载荷时的窜动。预紧力偏低在连接中不能起到紧固的作用, 若预紧力太大则会使螺栓产生塑性变形而失去弹性, 同样失去紧固的作用。所以, 在装配时准确地控制螺栓的预紧力显得尤为重要。

1 螺栓连接的预紧力控制方法

常用的控制螺栓预紧力的方法有手动感觉法、拧紧力矩法、螺母拧紧转角法、液压拉伸法、螺栓热胀法、应变控制法等。一般的设备安装时主要使用前三种方法。手动感觉法一般适用于强度级别低的小规格螺栓, 操作简便, 但是对操作者要求高较, 误差较大, 容易造成用力过大出现塑性变形。拧紧力矩法是使用测力扳手或液压扳手来控制预紧力, 螺栓拧紧力距的计算关系到工件表面精度、是否有润滑、螺纹表面质量等因素, 这些都会影响摩擦系数的确定从而降低实际拧紧力矩的精度。螺母拧紧转角法是在操作时先把螺母拧到位 (不施加大力) , 然后以次位置为起点让螺母转过预定的拧紧转角。此法排除了摩擦系数的影响, 便于操作, 控制采用一般工具即可, 预紧力误差小。相比较之下, 螺母拧紧转角法更适合中国大部分企业的实情。

2 螺母拧紧转角法转角的计算公式

为了充分发挥螺栓的作用、保证预紧的可靠性。通常螺栓拧紧后的预紧应力大小为螺栓材料屈服强度σS的60%～70%, 即螺栓的预紧应力

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不同等级的螺栓屈服强度σS值可参照GB/T3098.1-2000标准中的规定。

正常情况下, 螺栓拧紧后发生的是弹性变形, 螺栓内部的预紧力为其在弹性变形范围内的弹性力。其变形伸长量和预紧力之间符合胡克定律。

2.1 螺栓伸长量

螺栓伸长量按下式计算

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式中 F0为预紧力 (N) ;L为螺栓的原始夹紧长度 (mm) ;E为螺栓对应的材料弹性模量 (N/mm2) ;As为螺栓的公称应力截面积 (mm2) , 具体值可参阅GB/T16823.1-1997标准中的规定, 或通过近似公式AS=0.785 (D-0.94P) 2计算 (D为螺纹大径;P为螺距) 。

2.2 螺母的拧紧转角

螺栓的拧紧转角如下式

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式中 δ为螺栓的伸长量 (mm) ;P为螺栓的螺距 (mm) 。

3 结束语

螺母拧紧转角法实现的预紧力误差较小、操作及计算简便, 且采用简单的工具能够获得较高精度的预紧力, 值得广泛推广应用。

摘要：介绍了螺栓连接的预紧力控制方法种类, 重点阐述了螺母拧紧转角法的螺栓伸长量、螺母的拧紧转角的计算方法。

关键词：预紧力,螺母转角,弹性变形

参考文献

[1]YBJ201-1983.冶金机械设备安装工程施工及验收规范通用规定[S].北京:中华人民共和国冶金工业部, 1983.

螺栓连接系统的预紧力测试传感器 篇3

在高速列车上大量使用着高强螺栓连接副。高强螺栓连接的一个重要指标是预紧力, 预紧力的大小决定了高强螺栓的承载能力。

目前高速列车生产过程中, 最常见的螺栓预紧方式为扭矩控制法。由于扭矩扳手误差、螺纹之间以及螺栓头或螺母支撑面的摩擦系数分散等因素, 按照给定的拧紧力矩进行螺栓预紧时预紧力大小会存在一定的分散。根据德国工程师协会标准VDI 2230, 螺栓预紧力的分散可达+/-28% 左右。而且由于材料的蠕变、连接表面压溃等原因, 预紧力在一定的时间会逐渐下降。为了确保螺栓预紧力能够满足结构设计要求, 除了进行理论计算校核, 对螺栓预紧力进行实际测量也是必要的。

螺栓预紧力的测量可以通过测量拧紧力矩及螺纹间及螺栓头或螺母支撑面的摩擦系数进行计算间接得到, 也可借助各种传感器对预紧力进行直接测量。而摩擦系数的测定比较困难, 而且摩擦系数的分散值较大, 故在实际测量中不采用此方法, 而采取后者来测量预紧力。

直接测量螺栓预紧力的方式中目前较流行主要包括:采用压力传感器、高精度的百分表, 或者在螺栓内部布置应变片等方法。

在实际生产中, 由于螺栓连接方式及空间的限制、接触表面不平整、以及在螺栓连接系统中实际存在着拉、弯、扭的组合变形。而市面上常见的传感器往往由于不能消除螺栓弯、扭导致的应变而产生较大的误差, 这一点需要在实际测量中特别引起注意。

本文根据生产实际需要, 设计自制了一种简易的预紧力测量传感器, 通过不断地改进, 使得传感器在适应实际连接方式要求的前提下, 最大程度地减少螺栓弯、扭及不平度对预紧力测量造成的误差, 能够对螺栓预紧力进行准确有效的测量, 从而帮助设计人员对高强螺栓连接的连接强度进行有效评估, 保证螺栓连接结构安全、可靠。

2 传感器设计

2.1 典型螺栓连接结构及受力分析

典型的螺栓连接结构如图1 所示, 螺栓在拧紧的过程中, 在产生预紧力FY的同时, 在周向上会产生扭矩MY, 同时由于接触表面的平面度误差以及连接件的周向刚度不对称等因素又会产生相应的弯矩MX及MZ。

2.2 传感器设计

传感器主要由套管和应变片组成, 根据待测的螺栓连接系统确定套管的尺寸及材料。待测螺栓规格为M16, 等级为8.8 级。套管内径确定为17mm;为保证套管粘贴应变片的位置获得较大并均匀的应变, 外径设定为23mm;为确保传感器套管在测量过程不致发生破坏, 套管材料选取合金结构钢42Cr Mo;为了不改变被测螺栓连接长度以避免连接系统的刚度发生较大变化, 套管的长度确定为30mm。

根据2.1 分析, 为准确测得螺栓的预紧力, 就必须消除弯矩和扭矩对传感器带来的影响。因此应变片采用全桥的接法, R1 和R4 相隔180 度, 且在展开图上相互垂直。这样, 弯矩、扭矩在应变片R1 和R4 上产生的应变将相互抵消, 而仅保留均布压力产生的应变, 从而消除了弯矩和扭矩对传感器的影响。

同时, 为了消除环境温度的影响, 在电路中增加了温度补偿片R2、R3。试验采用5mm的小应变片, 应变片布置方式如图2 所示。

此电路图的测量公式为:

其中:

εc, 预紧力F作用下, 在R1和R4上测得的应变;

εn, 扭矩T作用下, 在R1和R4上测得的应变;

εb, 弯矩M作用下, 在R1和R4上测得的应变;

εt, 温度变化, 导致R1、R2、R3和R4上测得的应变。

2.3 传感器标定

制作完成的传感器需要对其进行标定, 如图3 所示, 以确定压力与应变的对应关系。为保证传感器测试准确, 压力和应变标定结果必须呈线性关系, 而且不受其他作用力的干扰, 读数稳定、重复性良好。

3 传感器设计方案改进

3.1 初次标定结果及分析

在标定过程中发现, 传感器的放置方位对应变值影响很大, 重复性非常差, 需要对传感器进行改进。

通过分析认为导致传感器重复性差的主要原因可能是套筒两端不平整或加载工装不平整而使作用的力不均布。通过在两端增加尼龙垫片, 如图4, 消除边界不平整的影响。再次进行试验时发现, 在两端有尼龙垫的情况下, 标定非常稳定, 这就确定了边界不平整引起的集中力是影响传感器的主要原因。

3.2 传感器改进

通过对套筒在集中力作用下得应变场分析, 如图5, 最终确定采用沿圆周均布8 个十字交叉应变片的方案。改进后的传感器电路如图6 所示。

再次标定试验的结果表明, 传感器的放置方位对结果的影响明显减少, 压力与传感器应变线性关系稳定、重复性良好。

图7 给出了采用八组应变片方案的测试结果, 作为对比同时给出了采用初始的二组应变片方案的测试结果。每种方案分别测试不同放置角度下 (分别绕套筒轴线旋转15°) 的载荷和电压曲线。从图中可以看出, 采用八组应变片方案与二组应变片方案相比, 其测试数据具有更好的线性关系和可重复性, 满足标定的要求。

4 预紧力实际测量

采用预紧力传感器对高速列车的高强螺栓进行实际测量, 如图8 所示, 测试结果非常稳定, 多次测量结果相差较小, 与根据标准VDI2230 理论计算的预紧力结果吻合较好。标定完成后的传感器方可用来测量螺栓预紧力, 测量时将传感器安装在螺栓连接之间, 按照装车操作规程预紧螺栓, 通过读取应变片的读数确定螺栓预紧力的大小。

5 结论

通过对螺栓预紧力传感器的设计、制作, 并进行不断地试验及改进, 减少及消除了各种影响传感器准确性的因素。使预紧力传感器能够在实际生产中进行准确有效的测量。帮助设计人员对高强螺栓安全进行有效评估, 保证高速列车的安全运行。

摘要：为了准确测量螺栓连接系统的预紧力, 设计制作了一种螺栓预紧力测量的简易传感器, 通过对其标定及不断改进后, 此传感器能够稳定、准确地测量螺栓连接系统的预紧力, 从而帮助设计人员对高强螺栓连接的连接强度进行有效评估, 保证螺栓连接结构安全、可靠。

关键词：高强螺栓,力传感器,螺栓预紧力测量

参考文献

[1]郑江, 许瑛.机械设计[M].北京:中国林业出版社;北京大学出版社, 2006 (08) .

[2]严隽耄, 傅茂海.车辆工程[M].北京:中国铁道出版社, 2007 (08) .

[3]VDI 2230:2003高强螺栓连接系统计算[S].

[4]DIN25201:2006铁路车辆及其组件的设计准则:螺栓连接[S].

螺栓预紧力 篇4

在法兰螺栓联接系统中.主要受轴向力和预紧力的作用.由于螺栓和被联接件的弹性变形.螺栓所受的总拉力并不等于预紧力和工作拉力之和。根据理论分析, 螺栓的总拉力除了和预紧力Qp、工作拉力F有关外.还受到螺栓刚度Cp, 及被联接件刚度Cm等因素的影响。因此.应从分析螺栓联接的受力和变形的关系入手.找出螺栓总拉力的大小。

由图可知, 图中的横坐标代表变形, 纵坐标代

表力。螺栓拉伸变形由坐标原点向右量起, 被联接件压缩变形由坐标原点向左量起。当联接承受工作载荷F时, 螺栓的总拉力为Wp, 相应的总伸长量为δL+△δF。被连接件的压缩力等于余预紧力Fp, 相应的总压缩量为△δF, =δf-△δF, 螺栓的总拉力Wp等于残余预紧力Fp与工作拉力F之和.即:Wp=Fp+F

二、GB150-2011螺栓预紧力的计算

1. 垫片压紧力 (详见参考文献[1])

(1) 预紧状态下需要的最小垫片压紧力

(2) 操作状态下需要的最小垫片压紧力

式中DG—垫片压紧力作用中心圆直径

b—垫片有效密封宽度

y—垫片比压力

m—垫片系数

Pc—操作压力

(3) 垫片有效密封宽度b

选定垫片尺寸, 确定垫片接触宽度N和基本宽度b0, 计算垫片有效密封宽度b:

当b0 6.4mm时, b=b0

当b0>6.4mm时, b=2.53

(4) 垫片压紧力作用中心圆直径DG

当b0 6.4mm时, DG等于垫片接触的平均直径;

当b0>6.4mm时, DG等于垫片接触的外径减去2b。

2. 螺栓载荷

(1) 预紧状态下需要的最小螺栓载荷

(2) 操作状态下需要的最小螺栓载荷

内压引起的总轴向力

螺栓载荷

3. 补充说明

(1) Ag:当一个垫片有附加区域时, 如通道分隔垫片, 由于法兰的转动, 它的压缩不像主外部密封组件一样, Ag要加上面积缩减量=附加区域的一半。

(2) Sg T建议按垫片比压y值的2-3倍选取, 且必须小于垫片最大许用应力。150LB法兰建议取2y, 300LB和600LB建议取3y, 更高压力等级法兰需具体分析。

(3) Sbsel的值需要进行校核, 此数值通常在室温下螺栓材料屈服强度的30%-70%之间。

三、实例计算

1. GB150算法计算螺栓预紧力

首先根据法兰的接触型式及压紧面形状选择b0=N/2 (详见参考文献[1]) 。N为垫片接触宽度, b0为基本密封宽度。

当b0 6.4mm时, b=b0

当b0>6.4mm时, b=2.53

所以b0=12.5mm>6.4mm, b=9mm

当b0 6.4mm时, DG等于垫片接触的平均直径;

当b0>6.4mm时, DG等于垫片接触的外径减去2b。

所以DG=1408-18=1390mm

预紧状态下需要的最小螺栓载荷

操作状态下需要的最小螺栓载荷

因为Wp>Wa, 所以我们取较大值Wp。

每个螺栓上的载荷

预紧力矩的计算

2. ASME算法计算螺栓预紧力

Sg T的取值方法2.3.2有具体说法, Ab的值查ASME螺栓根部和拉伸应力面积。

验算Sbsel的值, 查GB150, 35Cr Mo A, M36的螺栓许用应力为685MPa, M36的螺栓屈服强度范围在30%-70%的螺栓许用应力之间即可, (30%-70%) ×685MPa=205.5 MPa-479.5MPa, Sbsel=359MPa在此区间, 此值可用。

扭矩Tb=Sbsel KAbΦb/1000

结论

由两种算法不难看出ASME的算法比较简单易懂, 也被称为螺栓预紧力的简单计算法。这种算法步骤较少, 需要记住的公式也比较少, 而且整个过程清晰明了。但是整体的思路还是殊途同归的, 都是算出单条螺栓上的载荷或者螺栓应力, 最后再乘上螺母系数K值和螺栓的直径。但是两种算法都涉及到了经验值, 也就是GB150算法中Tb= (2或3) ×T单中2、3的取值, 还有ASME算法中Sg T (目标安装垫片应力) = (2或3) ×y, 都是为了满足实际操作的保证值系数。求得了预紧力矩, 则可在法兰连接装配时有目的地上紧螺栓, 防止连接发生泄露时不去分析其它原因, 单纯认为是上得不紧而多次上紧, 结果造成螺栓受力过大而失效。同时应该看到, 并不是确定了预紧力矩就一定可以保证法兰连接点在试压或操作中不泄露。因为上述计算是从理想的条件出发的。在实际连接中, 影响上紧力矩的因素很多, 如螺栓、螺母的制造质量、法兰刚度、螺母与螺栓及法兰接触面的润滑情况、操作条件、螺栓上紧顺序等, 尤其是垫片的材质、加工质量影响最大, 因此, 要结合实际条件, 正确应用预紧力矩。

摘要：法兰联接的螺栓预紧是保证法兰联接点不发生泄漏的重要环节之一。本文通过分析、比较两种螺栓预紧力的计算方法, 了解了两种计算预紧力的优缺点。分析计算只是在理论的条件下, 在实际工程中, 应综合考虑更多的因素, 才能更好的防止泄漏。

螺栓预紧力 篇5

大型柴油机连杆螺栓在连接连杆大端和连杆体时, 常采用初始力矩加固定转角方法预紧, 连杆螺栓在预紧过程中由于被拉长而产生变形, 难以直接测量实际施加力矩的大小, 例如:某连杆预紧时, 初始对连杆螺栓施加50 N·m力矩, 然后将其旋转120°, 本文基于电测量方法连杆螺栓在预紧过程中不同的力矩下的应变, 获取螺栓轴向力与轴向应变的关系, 最终计算得到螺栓的预紧力, 试验结果为研究后期连杆螺栓预紧力对连杆工作过程中齿形的影响提供理论计算依据。

1 电测量方法原理

惠斯通电桥适用与检测电阻的微小变化, 应变片的电阻变化也可以用这个电桥来测量。而4个应变片组成的全桥电路相对于其他性质的桥路来说更稳定更可靠, 而且能够实现自动补偿, 全桥电路将4个应变片分别联入4个桥臂, 应变片的全桥电路图如图1所示, 4个桥臂上的应变片电阻分别引起如R1+△R1、R2+△R2, R3+△R3, R4+△R4的变化时, 应变信号。

若4枚应变片完全相同, 比例常数为K, 且应变分别为ε1, ε2, ε3, ε4;则上式可以写成下面的形式:

根据上述试验原理与电测量试验要求, 分别对3根螺栓进行粘贴应变片。首先对连杆螺栓局部位置进行抛光打磨处理, 并沿两横两竖方向粘贴4个电阻应变片, 搭建惠斯通全桥电路, 粘贴并焊接接线端子和引出线, 根据应变片的方向标记应变片序号为1、2、3、4, 根据引出线的位置标记线头为A、B、C、D, 以对应应变仪接线输入端的编号。最后在应变片和标记上涂一层透明硅胶, 做好绝缘防护措施, 贴好应变片的螺栓如图2所示。

2 连杆螺栓预紧力测试装置研制

为了能够测试连杆螺栓预紧过程中连杆螺栓的预紧力与连杆螺栓轴向伸长量的关系, 我们需要开发研制一套连杆螺栓预紧力测试装置, 该装置的设计需要解决以下两个问题:1) 该装置满足试验机装卡要求的同时, 还要保证结构强度;2) 该装置在结构尽量紧凑时能够快速简便装卡, 而且保留合理的布线空间和扳手空间。

根据上述要求, 所设计的试验装置的三维模型如图3所示, 并建立三维有限元模型校核该装置的结构强度, 我们选用试验装置的材料为45钢, 其屈服极限σs=320 MPa, 该装置的有限元分析结果如图4所示, 最大主应力小于250 MPa, 故该装置结构安全, 测试装置与试验用连杆螺栓实物如图5所示。

3 测试方法

首先将圆柱头套在贴好应变片的螺栓两端, 其一端以螺栓头定位, 另一端通过螺纹连接定位, 然后将上下两个圆柱套头分别装卡在液压试验机的上下卡头处, 卡紧后通过液压试验机施加拉力于螺栓上, 在拉伸标定的过程中, 在液压机控制器处记录液压试验机拉力, 通过智能应变仪记录因螺栓变形所产生的电信号, 得到轴向力与电信号之间的关系。

在连杆螺栓预紧过程中需要测量螺栓的转角, 在测试装置上贴一张刻度盘, 每格刻度为3°。在进行连杆螺栓预紧时首先加力矩50 N·m, 到位后在螺栓上标记一个起始位置, 并对齐转角的0°, 每次拧动后, 记录螺栓转过的角度即可, 连杆螺栓转角测量图如图6所示。该刻度盘能够方便粘贴在测试装置上, 并且读数简易, 缺点就是不够精确, 单位误差为±3°, 但是其测量误差在试验的控制范围内。

4 连杆螺栓轴向力与应变信号之间的关系

对3根螺栓分别贴应变片测量, 为了消除偶然误差对试验结果的影响, 每根螺栓均测量2次, 在英斯郎特液压伺服疲劳试验机上, 对螺栓施加10~150 k N的轴向拉力, 单次增量为10 k N, 每个增量时间为5 s, 每段载荷保持时间为5 s, 用智能应变仪ZSY-16B采集应变片的应变信号。测量得到的螺栓轴向力与应变信号之间的关系如图7所示。

对试验所得的离散点进行线性拟合, 线性相关系数R均大于0.99, 表现为高度的线性关系, 确认了测试元器件和测试仪器的良好状态, 为后面的拧紧测试奠定基础。

考虑到螺栓在标定试验中处于单轴应力应变状态, 根据测量电桥的桥路性质, 螺栓在标定时的轴向应变进行换算:, 式中μ为泊松比。

以100 k N载荷状态为例, 此时应变信号e=3 700, 则算得螺栓轴向应变

根据名义应力应变的计算方法, 当连杆螺栓处于100k N的拉伸载荷状态时, 其轴向名义应变

式中:E为杨氏模量, E=2.1×105MPa;d为贴片处螺栓直径, d=21mm。

测量值与理论计算值的相对误差为0.07%, 证明了标定测试结果的准确性。

5 连杆螺栓测试结果分析

将螺栓预紧测试装置卡紧在液压伺服试验机上, 并连接智能应变仪, 安装测试装置后将应变仪信号清零, 再开始拧螺栓。将预制式力矩扳手设置为50 N·m, 拧到位后, 开始测量螺栓的应变, 并将此时螺栓的转角记为0°, 然后采用不同量程规格的力矩扳手 (70~350 N·m、300~1 000 N·m) 对螺栓分别施加100 N·m, 200 N·m, …, 并分别记录拧紧力矩值、螺栓转角, 以及螺栓应变信号, 直到螺栓转角为120°为止。

根据拧紧测试得到的螺栓转角和螺栓应变信号, 以及前面所述的标定试验中得到的轴向力与螺栓应变信号线性关系, 可以计算得到螺栓轴向力和转角的映射关系。采用Origin Professional软件对离散数据点进行线性拟合, 如图8所示。线性相关系数R分别为R1=0.98、R2=0.99、R3=0.99, 体现出较好的线性关系。

从图8可以看出, 转角与轴向力呈线性增长趋势, 而且线性度较好, 表明螺栓在预紧状态下, 螺栓杆仍处于弹性范围。根据上述测试结果的统计分析, 可计算得到连杆螺栓在50 N·m, 120°预紧状态下, 预紧力为175 k N。

6 结论

本文通过设计一套螺栓预紧力测试装置, 对连杆螺栓进行预紧力测试, 采用应变电测量原理, 测量螺栓在预紧状态下的变形。通过对螺栓进行拉伸标定, 建立轴向力和电信号之间的映射关系, 然后根据标定结果对预紧测量结果进行映射转换, 得到螺栓轴向力与螺栓预紧转角之间的关系。从标定结果和测试结果来看, 均具有较好的线性度, 通过计算得到在50 N·m, 120°的预紧作用下, 螺栓预紧力为175 k N, 本文的研究结果为研究连杆螺栓预紧力对连杆啮合齿形的影响提供了依据。

参考文献

[1]赵经文, 王宏钰.结构有限元分析[M].北京:科学出版社, 2001.

[2]王忠.机械工程材料[M].北京:清华大学出版社, 2009.

[3]张明, 苏小光, 王妮.力学测试技术基础[M].北京:国防工业出版社, 2008.

螺栓预紧力 篇6

某石化厂分离单元乙烯产品输出汽化器EA423为U型管式换热器, 其中管侧是通过中间罐区的乙烯外送泵输送过来的乙烯产品, 壳侧为低压蒸汽, 低压蒸汽将液相乙烯加热气化后输送到下游界区的气相乙烯用户。

由于管壳两侧介质温差将近180℃, 温差应力较大, 对设备法兰、垫片密封处提出了较高的要求, 该换热器先后出现过介质从设备法兰、垫片密封处发生泄漏, 给装置的稳定运行, 及安全生产造成很大的影响。从EA423泄漏后拆卸的情况初步分析, 预紧螺栓时上紧螺栓预紧力不合适及操作不当, 造成垫片压偏、压损, 垫片回弹性能变差, 最终导致了垫片密封的泄漏。下面就实际施工过程中螺栓预紧力进行简要计算分析。

1 螺栓预紧力及预紧力矩的计算分析

螺栓连接的法兰接头是一种应用极为广泛的结构, 它属于强制密封, 依靠连接件通过被连接件强制挤压密封元件使之密封。这种连接方式结构简单, 上紧螺母后, 螺栓力通过法兰压紧面作用到垫圈上, 当垫圈单位面积上所受的压紧力达到某一值时, 垫圈本身被压实, 压紧面上由机械加工形成的微隙被填满, 为阻止介质泄漏形成了初始密封条件。这个施加给螺栓保证密封完好, 不发生泄漏的力称为预紧力。预紧力是影响密封的重要因素。适当的预紧力可保证垫片在工作时还可保留一定的密封比压, 预紧力过大则会把垫片压坏或挤出。该换热器依据ASME规范标准设计制造, 法兰螺栓连接部分的计算方法采用“华特斯”方法, 近似于GB150法兰连接章节中对螺栓载荷的计算。该换热器详细参数如表1。

1.1 根据GB150-1998, 计算螺栓载荷

1) 在预紧状态下需要的最小螺栓载荷

每个螺栓上的载荷:Wa/40=46k N

式中Wa为预紧状态下, 需要的最小螺栓载荷

FG为预紧状态下需要的最小的垫片压紧力

DG为垫片压紧力作用中心圆直径 (详见GB150)

b为垫片有效密封宽度

y为垫片比压力

2) 操作状态下需要的最小螺栓载荷WP包含两部分, 一部分是平衡内压产生的轴向力, 一部分是确保垫片密封所需的压紧力FP=2πDGbm PC, 即操作状态下所需螺栓最小载荷

每个螺栓上的载荷:WP/40=77kN

式中WP为操作状态下需要的最小螺栓载荷

F为流体压力引起的总轴向力

FP为操作状态下需要的最小的垫片压紧力

m为垫片系数

PC为计算压力

DG、b定义同上。

由以上公式可以看出预紧状态下螺栓所受的力Wa=FG, 只是预紧状态下需要的最小垫片压紧力, 并非所说的预紧力。因为m值和y值都是垫片本身特有的数值, 其值因垫片的形状、材质等不同而异。所以FG本身与操作状态无关。而在实际操作工况中需要的预紧力是要在满足操作时不泄漏, 也就是要螺栓能保证在操作时螺栓的荷载保持在WP值的预紧力下。

1.2 预紧力的计算

正确的预紧力的计算方法, 需综合考虑法兰连接点的螺栓、垫片材料, 连接状态、操作状态等各种因素的影响进行分析计算来确定。图1为从预紧状态到操作状态的变化情况。

设螺栓在受力时, 其力与伸长关系如斜线DB。B点是由操作状态下的螺栓载荷Wp决定的, 此时螺栓伸长值为DG。设垫片在受力时, 其力与压缩关系如斜线FC, C点是由操作状态下的垫片载荷Fp决定的, 此时垫片的压缩值为FG。将FC延长与DB交于A点, 在A点时, 螺栓与垫片载荷相等为f, 此时螺栓伸长值为DE, 垫片压缩值FE, A点即预紧时的状态, f即所需的预紧力。这示意图说明, 由预紧状态变为操作状态, 随着内压引起的轴向力F的增加, 螺栓载荷在f基础上有所增加, 垫片载荷在f基础上有所减小。如果不考虑在升压过程中垫片受压变化的影响, 螺栓载荷本应为f+F, 但由于垫片受到的压缩力减少而松 (回弹) , 压缩垫片所需的螺栓载荷只为Fp, 再加上内压引起的轴向力F, 就组成操作状态的螺栓载荷Wp。f与Fp的差值ΔF即为垫片松弛时所减少的受力值。因此可以看出:预紧力f即不是Wp+F, 也不是螺栓材料的屈服极限或许用应力, 而是一种考虑了内压作用和垫片在升压过程中松弛的综合结果。

由前面的分析看出, 只要算出由内压PC作用引起的垫片松弛所减少的压紧力ΔF, 就可以用它和Fp求得预紧力f。操作时, 流体静压总轴向力F作用于法兰连接点, 使螺栓相应伸长ΔLb, 此时, 垫片由于螺栓伸长而松弛 (回弹) , 变形值为ΔL G, 由于垫片回弹变形值应与螺栓伸长值相协调, 故ΔLG=ΔLb

根据虎克定律:

垫片回弹值:ΔLG=ΔFtg/EgAg

螺栓伸长值:ΔLb= (F-ΔF) lb/EbAb

式中Eb为螺栓材料在操作温度下的弹性模量 (MPa) ;

Eg为垫片材料在操作温度下的弹性模量 (MPa) ;

Ab为螺栓总截面积 (mm2) ;

Ag为垫片实际接触面积 (mm2) ;

lb为螺栓计算长度 (mm) ;

tg为垫片计算厚度 (mm) 。

根据图2, 预紧力f=FP+ΔF=0.575×106+2.48×106=3.055×106N

每个螺栓上的预紧力:f/40=76.4KN

SA320.L7材料的屈服强度σs=725MPa

即σ=σs, 材料强度满足要求。

1.3 预紧力矩的计算

式中K-螺栓与螺母间的摩擦系数;

W-取Wa及f中的较大值 (N) ;

d-螺纹中径 (m) 。

2 结论

根据计算的上紧螺栓力矩值, 对法兰连接螺栓使用液压工具进行精确的扭矩上紧操作, 并严格控制施工上紧螺栓顺序。经过运行实践证明, 法兰垫片密封处密封较好, 未再发生泄漏情况。

螺栓预紧力 篇7

电力行业中, 汽轮机是进行能量转换的核心设备。基于其结构特点与重要性, 汽轮机的气密性决定着发电厂的经济效益与生产环境的安全状况, 因此各大电厂对其气密性尤为重视。

早在2009年, 凯特克公司便承接了大亚湾核电ALSTOM 1000MW汽轮机主汽门和调速汽门法兰螺栓紧固改造工程。以往该法兰螺栓的紧固方式是采用加热的方式来控制螺栓的伸长量。由于每次紧固以后需要等螺栓冷却至常温再测量其伸长量以进行调整, 若伸长量不在允许范围内还需进行反复“加热-冷却”的过程, 因此这种紧固方法对螺栓的损害较大, 并且将宝贵的检修时间大幅提升, 进而影响企业发电量。长此以往, 成本消耗过高。凯特克在承接该工程后, 经过多方研讨, 最终采用的是用4部AVANTI-20扭力拉伸机结合CLAMP拉伸螺母, 利用Simultorc和Streatch-to-Load技术。该方法在工程实施之前, 通过模拟现场环境, 对在不同泵站压力下, 利用AVANTI-20能够获得的螺栓伸长量大小进行试验, 可以保证常温状态下紧固便能使螺栓伸长量达到要求的范围内。由于省去了“加热———冷却”这一程序, 将时耗由原来的8个法兰共要72 h的紧固时间 (平均一个法兰需要9 h) 降低至每个法兰只需要1 h, 从而大大提高了紧固效率, 而且凯特克CLAMP拉伸螺母的应用还巧妙地平衡了反作用力矩, 不会因为偏载造成螺栓咬牙, 从而使螺栓寿命大幅延长。用户最终验收时, 螺栓的平均伸长量为0.5247 mm, 完全满足并优于设计拉伸量0.5±0.05 mm的要求。

应用此方案, 大亚湾核电已完成4台机组共32个主汽门、调速汽门法兰螺栓的紧固改造。凯特克预紧力控制技术得到了厂领导的一致认可。

2015年, 鉴于凯特克紧固技术方案在主汽门、调速汽门改造工程中的成功应用, 大亚湾核电厂方领导在权衡多方面因素后决定:ALSTOM 1000MW汽轮机高压缸中分面螺栓紧固优化工程仍交由凯特克完成。

接到通知后, 凯特克方面迅速做出反应。经过分析得知:同主汽门、调速汽门改造工程类似, 发电厂汽轮机高压缸中分面螺栓的紧固长期以来同样采用加热方式来控制螺栓的伸长量。由于缸体螺栓规格较大, 并且螺纹通常采用细牙距, 为了防止螺栓紧固时产生螺纹咬牙, 一直以来发电厂检修时采用的紧固工艺都是先对螺栓施加一个比较小的扭矩消除缸体闭合的间隙, 然后对螺栓加热至一定的温度使其膨胀, 再加以控制螺母转动角度的方式旋紧螺母, 用以控制螺栓的伸长量, 即螺栓的预紧力。

在有了主汽门改造工程的成功案例的前提下, 凯特克对这次汽轮机中分面螺栓紧固工程更显游刃有余。

首先该工程仍面临2个问题:常规方法的“加热———冷却”过程繁杂, 时耗较长;重复操作对螺栓损害较大。其次确定螺栓紧固方案仍为4部扭力拉伸机结合CLAMP拉伸螺母, 最后, 凯特克经过精确的计算和精心的施工, 在完全冷态下紧固螺栓至需要的伸长量并且达到其要求的精度范围以内, 中分面共3个规格60颗螺栓全部完成共耗时5 h, 相比原来的紧固方法时间节省超过24 h以上。

当今社会对电力的依赖性越来越高, 各发电厂对设备的检修工作耽于怠慢。其中一部分设备的检修工作若像以往那种常规方法进行, 设备停机的时间过长, 对发电量影响较大, 进而对经济效益有所影响。因此, 对电力设备检修的工作方式进行更新势在必行。凯特克凭借其雄厚技术力量研发出的新方案与该出发点十分契合, 不仅使检修过程简单化, 检修时长也随之减少, 取消掉“加热——冷却”的程序也令螺栓寿命得以延长。一种优化的螺栓紧固方案需要以保证设备安全无泄漏为前提, 最大幅度降低客户成本与检修时间投入。凯特克一直走在这样的路上……

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