预紧技术

预紧技术（精选7篇）

预紧技术 篇1

0 引言

锚杆支护与其他支护方式 (架棚、砌碹等) 主要区别是能够实现主动及时支护, 防止顶板早期离层或围岩的早期变形, 充分发挥围岩的自身承载能力, 从而实现巷道围岩稳定。由于锚杆支护的优越性, 锚杆支护在我国Ⅰ类、Ⅱ类、Ⅲ类巷道支护中得到了普遍应用, 并取得了显著效果。近年来, 随着锚杆支护技术在Ⅳ类、Ⅴ类等复杂困难巷道中的应用, 提高预紧力能够有效改善围岩控制效果越来越被人们所认识。分析了高预紧力锚杆支护的作用机理, 并将高预紧力锚杆支护技术应用于三河口矿2421工作面轨道巷。工程应用结果表明, 增大锚杆预紧力可减小围岩的变形、保证围岩稳定。

1 高预紧力锚杆支护作用机理

随着锚杆支护技术的推广应用, 我国煤矿锚杆强度逐渐由低强度向高强度、超高强度发展。锚杆强度的提高, 势必要求较高预应力与其匹配, 才能够充分利用锚杆强度控制围岩变形[1,2]。

1.1 减小围岩早期变形, 提高围岩的承载能力

锚杆施加一定的预紧力成为主动支护, 使围岩的应力状态向三向应力转化, 避免围岩力学性质过早恶化, 有效抑制巷道围岩破裂区向深部发展, 提高围岩的径向约束能力和抗剪能力, 发挥围岩的自身承载能力[3]。

1.2 提供较大的初始支护阻力, 实现锚固围岩高阻让压

较大的预紧力可以保证锚杆具备较大的初始支护强度, 从而对外部围岩起到承载作用, 实现锚杆支护的高阻力作用, 有效控制浅部围岩的破裂发展;同时, 锚杆具有较大的延伸率可以伸长使锚固体发生大变形而保持较大的支护阻力, 对外部围岩起到可缩、让压作用[4]。

1.3 使顶板处于预应力梁状态, 有效减小顶板拉破坏和早期离层

不考虑围岩自重应力时, 模拟锚杆预紧力为10 kN、20 kN、30 kN、40 kN时的围岩应力场分布, 如图1所示。

由图1可以看出, 锚杆尾部出现了应力集中, 预紧力为10 k N、20 kN、30 kN、40 kN时, 最大压应力值分别为2 500 k Pa、4 500 kPa、8 000 kPa、12 000 kPa, 随着预紧力的增大, 顶板表面最大压应力值逐渐增大, 而且锚杆之间的压应力值也有所提高, 表明预紧力的提高可使顶板处于预应力梁状态, 并有效减小顶板拉破坏和早期离层。

由以上分析可以看出, 预应力是锚杆支护中的关键因素, 是区别锚杆支护是被动支护还是主动支护的关键参数, 只有高预应力的锚杆支护才是真正的主动支护, 才能充分发挥锚杆的支护作用。

2 增大锚杆预紧力的方法

锚杆预紧力是通过拧紧螺母 (施加螺母扭矩) 使其压紧托盘来实现的。由于锚杆尾部螺纹段、托盘、螺母以及垫片的材质以及加工缺陷等问题, 一部分螺母扭矩往往被锚尾及其附件之间的摩擦力等损耗掉了。

研究表明, 锚杆预紧力与螺母扭矩存在如下关系[2,5]:

式中, P0为锚杆预紧力, kN;M为螺母扭矩, N·m;K为比例系数, 与接触面、螺纹形式、锚杆直径等因素有关。

由于目前使用的锚杆种类、规格繁多, 各种锚杆在螺纹形式、螺母及垫片材质、加工精度等方面存在较大差异, 比例系数K值相差也较大, 因而同样的预紧扭矩所产生的预紧力也相差较大。比如, 直径同为22 mm的高强锚杆与全螺纹等强锚杆, 对两者施加300 N·m的预紧扭矩时, 前者预紧力可达到50 kN, 后者仅为10～16 kN[6]。

由以上分析可知, 锚杆预紧力与预紧扭矩成正比, 并与锚尾的结构、材质、性能等亦密切相关。综合分析, 增大锚杆预紧力的主要途径有[7,8,9,10,11,12]: (1) 增大预紧扭矩, 可采用大扭矩锚杆钻机、扭矩倍增器或风动扭矩扳手等预紧工具实现。 (2) 减小摩擦力所损耗的扭矩。提高锚杆尾部螺纹与螺母之间的光洁程度, 可以通过螺纹精细加工以及在尾部螺纹段涂抹润滑油脂来实现, 或在托盘与螺母自己增加减摩垫圈来减小摩擦。 (3) 施工有角度锚杆 (顶角锚杆、底角锚杆或特殊需要时的锚杆等) 时, 在螺母与托盘之间增加半球形垫圈, 避免预紧扭矩施加时在螺母与托盘之间形成点载荷或局部接触载荷而影响预紧力的发挥。 (4) 使用防水型锚固剂和防锈蚀型锚杆材质, 保证含水围岩条件下锚杆的长时锚固力, 防止预紧力下降。深部巷道高温、淋水条件下, 锚杆及其组合构件锈蚀速度快, 锚固剂性能大大减弱、锈蚀后螺母也出现松动, 导致预紧力下降。

3 工程实践

3.1 工程概况

三河口矿2421工作面轨道顺槽埋深约600 m左右, 沿底留顶煤掘进, 顶煤厚度约1 m左右, 直接顶为2.7 m粉砂岩, 基本顶为5.3 m中粒砂岩, 直接底0.5 m泥岩, 老底为10.5 m砂泥岩互层。顺槽采用锚带网索联合支护, 锚杆为全螺纹锚杆。锚杆预紧扭矩为200 N·m。

现场支护质量检查发现, 顶煤较为破碎, 存在网兜和钢带撕裂现象, 锚杆扭矩在放炮后 (炮掘工作面) 出现降低现象, 巷道维护效果较差。

3.2 支护对策

通过分析认为, 预紧扭矩虽然较大, 但预紧力偏低, 是导致围岩维护效果差的主要原因。鉴于锚杆螺母预紧机具的限制, 预紧扭矩不能进一步提高。为提高锚杆支护预紧力, 在支护材料、施工工艺等方面采取了以下改进措施: (1) 将全螺纹锚杆更换为左旋无纵筋螺纹钢锚杆, 并在螺母与托盘之间使用减摩垫圈。一方面可以减少螺母与螺纹之间摩擦力所损耗的预紧扭矩, 提高预紧力;另一方面, 采用左旋螺纹钢锚杆可以改善树脂锚固剂的搅拌效果和锚固效果, 提高锚杆锚固力。 (2) 改变顶板锚杆施工顺序, 先打中部锚杆, 后打两侧锚杆, 保证钢带贴顶, 真正实现预紧作用。避免先打两侧锚杆、后打中部锚杆产生的钢带中部隆起而导致中部锚杆不能贴顶。锚杆不能贴顶, 不仅起不到预紧作用 (预紧失效) , 而且会导致顶板被拉而下沉。 (3) 搅拌树脂药卷后, 等待药卷凝固以后, 再对螺母施加扭矩紧固, 避免预紧失败。 (4) 放炮后实施二次预紧, 保持锚杆预紧力。2421工作面轨道顺槽为炮掘工作面, 放炮后, 锚杆与围岩受到扰动, 预紧力下降。因此, 放炮后应实施二次预紧。

3.3 支护效果

在保持预紧扭矩不变的情况下, 通过采取以上措施提高锚杆预紧力, 显著改善了围岩控制效果, 掘进期间巷道变形-时间曲线如图2所示。

由图2可知, 掘巷后20 d内, 围岩变形速度较快, 为掘进影响剧烈影响期;掘进后20～40 d, 围岩变形速度趋缓, 为掘进影响缓和期;之后进入掘进影响稳定期。掘巷稳定后, 顶板下沉量为50～70 mm, 两帮移近量为110～140 mm, 巷道变形量较小, 顶煤完整性也较好。

4 结论

(1) 锚杆支护高预紧力的作用机理为减小围岩早期变形, 提高围岩的承载能力;提供较大的初始支护阻力, 实现破碎锚固围岩高阻让压;使顶板处于预应力梁状态, 有效减小顶板拉破坏和早期离层。

(2) 增大预紧扭矩、通过螺纹精细加工和增加减摩垫圈减少摩擦损耗、使用半球形垫圈避免打倾斜锚杆时局部载荷接触、使用防水树脂药卷保持长时锚固力等方法可提高锚杆预紧力。

(3) 针对2421工作面轨道顺槽锚杆预紧力的问题, 采取将全螺纹锚杆更换为左旋无纵筋螺纹钢锚杆、改变顶板锚杆施工顺序、药卷凝固以后再对螺母施加扭矩紧固、放炮后二次预紧等措施提高锚杆预紧力, 有效减小了围岩变形、实现了围岩稳定。

参考文献

[1]柏建彪.沿空掘巷围岩控制[M].徐州:中国矿业大学出版社, 2006

[2]康红普, 王金华, 等.煤巷锚杆支护理论与成套技术[M].北京:煤炭工业出版社, 2007

[3]柏建彪, 侯朝炯.深部巷道围岩控制原理与应用研究[J].中国矿业大学学报, 2006, 35 (2) :145-148

[4]侯朝炯, 郭励生, 勾攀峰, 等.煤巷锚杆支护[M].徐州:中国矿业大学出版社, 1999

[5]范明建.锚杆预应力与巷道支护效果的研究[D].北京:煤炭科学研究总院, 2007

[6]高杰, 刘玉元, 张京泉.高强锚杆在深部煤矿巷道支护中的应用[J].探矿工程, 2006 (1) :55-58

[7]李建胜.MQT系列气动锚杆 (索) 钻机的应用[J].山西焦煤科技, 2003 (2) :6-8

[8]刘伟.加厚型扭矩螺母在煤巷全锚杆巷道的推广使用[J].科技情报开发与经济, 2004, 14 (7) :268-269

[9]郝玉启, 靳慧深.树脂锚杆高强度防松螺母的研制[J].江苏煤炭, 2001 (4) :35-36

[10]权景伟.影响树脂锚杆支护效果的易被忽视因素[J].煤炭科学技术, 2004, 32 (8) :75-76

[11]王博, 惠兴田, 刘伟.锚杆预紧力的支护效应探讨[J].现代矿业, 2009 (3) :128-129

[12]安学群, 魏树群.锚杆预紧力对支护围岩的重要作用[J].河北煤炭, 2000 (4) :33-34

高温高压法兰螺栓预紧技术的选用 篇2

法兰密封由法兰、密封垫和紧固件3部分结构组成, 紧固件通常由螺栓、螺母及密封垫3个部件构成。法兰是通过紧固螺栓压紧密封垫实现密封的, 每个部分都必须正确才能保证密封, 任何一部分都不能补偿其他部分的致命缺陷。法兰密封失效, 主要是介质在密封垫处的泄漏。法兰强度、密封面形式、粗糙度等机械性能对密封的影响, 在现代工业中已经逐步得到解决。随着材料研发和加工制造能力的提高, 高强石墨垫、波齿复合垫、金属八角垫、椭圆垫在不同工况的高温高压法兰中均具有良好的密封性能, 可以满足其强度、回弹性要求, 防止了密封垫“渗透泄漏”的发生。随着高强度螺栓和高温合金螺栓的应用, 螺栓材料方面的问题也已逐步得到解决。

螺栓预紧力失效造成的泄漏是法兰泄漏中最为常见的形式。法兰工作正常时无泄漏, 当螺栓未能给密封垫提供足够的预紧力时, 就会造成法兰泄漏。预紧力过大造成密封垫压溃, 也会引起泄漏。要使法兰不泄漏, 就必须确保密封面整个圆周上都有正确均匀的预紧力, 保证密封垫正常工作。如果螺栓和连接面以相同的速率, 在同一时间膨胀或收缩, 将不会有螺栓预紧力丢失的趋势。实际上, 在很大程度上, 因为螺栓被隔离在孔里, 它们的温度变化会滞后于法兰。在加热的时候螺栓不会像连接面一样膨胀得那么快, 连接面将在短期内发生载荷增大, 这有可能导致螺栓屈服。在冷却阶段螺栓冷却滞后于法兰, 会引起短期内载荷丢失。螺栓的预紧力在实际工况中是随着温度压力变化处于动态变化的, 适度的预紧力是防止法兰密封“界面泄漏”的关键, 如何精确控制螺栓预紧力也是长期困扰现代工业的难题。

二、螺栓预紧方法

1. 扭矩紧固法

扭矩紧固法是最常用的控制预紧力的方法, 通过控制扭矩实现对螺栓预紧力的控制。在高温高压法兰中使用的比较广泛的是液压扭力扳手, 见图1。通过设定泵站压力控制液压扳手输出扭矩, 液压扳手体积小, 出力大, 可以解决狭窄空间的螺栓紧固问题。螺栓通过液压扭力扳手得到的预紧力还与螺纹表面和法兰标的粗糙度、润滑状态、拧紧速度和温度等有关。由于受摩擦系数和几何参数偏差的影响, 在一定的扭矩下, 预紧力数值的离散系数较大, 精度不高, 其误差通常在± (10~25) %之间。

液压扭力扳手紧固螺栓时, 需要额外的一个点来阻止工具移动, 反作用力支点越近, 偏载力越大。使用时可能很难找到一个固定的可靠的着力点, 需要防止螺母跟转的扳手。使用液压扭力扳手时螺栓末端受到附加翻转力矩, 两侧螺牙变形克服螺牙摩擦, 损失扭矩未知;在螺栓载荷作用下, 可能出现螺母嵌入、受力面受损, 增加未知的摩擦力。螺栓螺纹间的摩擦, 偏载造成的额外不确定摩擦, 螺母和法兰面间的摩擦, 都是螺栓预紧力不均匀的原因。另外, 液压扳手由于偏载容易损坏螺栓螺牙。

2. 液压拉伸法

液压拉伸预紧技术是通过液压拉伸器拉伸螺栓完成预紧的, 液压扭力扳手工作示意见图2。液压拉伸方式是通过液压油缸直接对螺栓顶部端头施加拉伸力, 将螺栓拉伸到需要的长度, 然后将螺母紧固, 保留施加的载荷。由于不受螺栓润滑效果和螺纹摩擦力大小的影响, 拉伸法可以得到更为精确的螺栓载荷, 载荷误差通常为±10%。此外, 拉伸工具还可以对多个螺栓同步拉伸, 使法兰面全部螺栓受力均匀, 得到均衡的载荷。

液压拉伸器的优点是没有偏载, 缺点是当拉伸器拉伸到需要的预紧力后用不精准的手动力方式去拨动螺母, 控制螺母转动的角度, 不能消除即时效应。拉伸器泄压时螺栓回弹, 预紧力转移过程中损失, 最初的拉伸预紧力不等于最终形成的实际预紧力。导致螺栓实际承受的载荷和拉伸器的目标载荷有差距, 实际载荷参差不齐, 离散性较大。木桶效应在实际载荷最小的螺栓区域显现出来, 就是法兰密封失效外漏。拉伸工具通常需要较大的工作空间, 提供的拉伸力有限。

3. 扭力拉伸技术

扭力拉伸技术是近些年来发展的一项新的螺栓预紧力控制技术。该项技术的主要是通过一个独特的螺母垫圈和液压驱动套筒来实现扭矩和拉伸预紧力的转换。螺母垫圈如图3所示, 顶部为一定加工精度的环形平面, 底部的六角面上机械加工有径向发散沟槽, 下方的六角螺母体内镶嵌有和要紧固螺栓螺纹相同的螺纹圈。上端面的平面可以减少相对转动产生的摩擦力, 而下端面的发散沟槽, 可以增强和法兰面的摩擦力, 防止垫圈在法兰上的转动。将螺母垫圈通过螺纹配合安装在螺栓上, 转动直到垫圈底部和法兰表面贴合。将螺母安装在螺母垫圈上, 液压驱动头将套筒扣在螺栓螺母和垫圈上, 套筒握住垫圈下方六角体使其不转动, 同时转动螺栓螺母, 螺栓不转动, 进一步转动螺母时, 螺栓就能直接被拉伸。同时垫圈内部的螺纹牙随之沿轴向上移, 从而扭矩能转换为拉伸力。紧固完成后, 就如同双并螺母, 具有一定的防止松动效果。扭力拉伸技术工作示意见图4。

和扭矩液压扳手对比, 液压扳手上的反作用力臂被一个驱动套筒所替代, 直接转动螺母就与拉伸器一样能具有很高的精度。螺母垫圈安装于螺栓螺母下面防止螺栓转动, 使扭矩转换为精确的拉伸预紧力。螺栓本体不存在扭转, 直接进行轴向拉伸, 没有弯曲力, 不需要外部的反作用力支点, 不会产生夹伤点, 每一个螺栓都能获得均匀的螺栓载荷。消除人为误差, 螺栓紧固更加精确, 更加安全。

螺母垫圈在法兰面和螺母之间形成一种转换, 垫圈与法兰相互接触的面不会有相对转动, 转动只发生在螺母的下表面及与之相连接的垫圈上表面间。螺母的下表面喷涂有二硫化钼涂层, 这样是摩擦力变得可以控制。另外, 当安装上螺母垫圈后, 螺栓在紧固过程中没有偏载。原本不可控制的条件变成可控制的条件, 无偏载, 摩擦小, 这样可以比较精确地控制密封预紧力。螺栓的预紧力精度可知, 需要的扭矩减少, 应用潜在的失误降低。在螺母与垫圈表面间的摩擦力为已知及配合不存在偏载的拉伸下, 其产生的预紧力可达到通用工业通用标准的± (5~10) %。

扭力拉伸法并非传统意义上的完全拉伸, 由于扭矩和摩擦力的影响, 拉伸力并非完全精确。由于增加了螺母垫圈, 螺栓紧固成本相应增加;另外, 螺母垫圈通常只能一次性使用, 重复使用不能保持有初次的扭力拉伸效果, 每使用一次扭力拉伸技术均要更换螺母垫圈, 使其投入费用增加更多。由于螺母垫圈的存在, 使用扭力拉伸技术紧固法兰用的螺栓必须在原螺栓的长度上增加和螺母垫圈厚度相等的长度。如果是在泄漏发生后初次使用扭力拉伸技术, 就必须更换紧固法兰的所有螺栓, 维修处理泄漏的成本成倍上涨。

相对于扭力拉伸方法, 传统的紧固方法缺点在于: (1) 紧固方法只在于控制工具的输出力量, 而很难检测达到的螺栓预紧力, 造成无法达到所需的预紧力精度; (2) 紧固方法本身在同一法兰上达到的均匀性误差较大。

三、3种螺栓紧固方法的安全质量和经济性比较

螺栓的预紧力控制在密封垫材料屈服极限的90%以下, 40%的最小预紧力以上。控制的实际预紧力精度越高, 预紧力波动区域约窄, 受法兰温变工况影响小, 说明其密封性能越好, 承受外部环境改变预紧力影响的能力越强。通过3种螺栓紧固方法比较 (表1) 可以看出:从施工的质量上, 扭力拉伸法最高, 拉伸法次之, 扭矩法最低;从操作的安全性来比较, 扭力拉伸法最好, 拉伸法和扭矩法需要人工扶持机具操作安全性相对较差, 从经济性来讲, 扭力拉伸法费用昂贵, 是拉伸法和扭矩法的数倍, 后两者中, 拉伸法费用略高。

四、结论

在高温高压法兰的紧固过程中, 传统的液压拉伸法和扭矩法在经济性方面有着无可比拟的优势, 使用效果也很不错。若高温高压法兰在使用中存在频繁的压变和温变, 还可能出现超温超压、振动、疲劳损坏的现象, 容易发生泄漏的现象, 法兰密封失效后造成严重的危害则选择扭力拉伸法更为合适, 好钢用在刀刃上。要按照法兰在生产过程中的重要性、危险性以及安全和经济性的要求来合理选择法兰螺栓的紧固方式更为重要。

摘要：高温高压法兰泄漏较为常见, 分析法兰密封泄漏的因素。阐述扭矩紧固法、拉伸法和扭力拉伸法的工作原理和特点, 比较3种方法在实际应用中的预紧质量、安全性和经济性。根据法兰不同的工况条件, 合理选择预紧方法, 保证密封, 防止泄漏发生。

预紧技术 篇3

低压缸与高压缸、中压缸类似, 是汽轮机的重要组成部分, 当汽轮机将高温蒸汽的热能转换为高速旋转的机械能, 并带动发电机切割磁力线转换为电能时, 蒸汽要做功, 必须压力降低, 体积膨胀, 因此由高压膨胀到中压、低压, 并分布在3个缸中, 这就是:高压缸、中压缸和低压缸。低压缸由于体积较大, 需要更多的螺栓连接, 低压缸内缸的进汽口和抽汽口由于结构紧凑, 螺栓紧固拆卸的空间狭小, 采用传统的紧固方法往往因为空间原因无法施力, 造成螺栓无法紧固到位。

国电浙江北仑第一发电有限公司600MW机组汽轮机低压缸中分面紧固改造

由于低压内缸进汽口及各抽汽口螺栓拆卸空间狭小, 在使用传统的方法紧固螺栓的过程中, 会发生螺栓预紧力不均现象, 该厂汽轮机经过多年运行, 低压缸螺栓长期处于高应力状态下造成整个内缸中分面产生张口现象, 根据汽轮机制造厂家的建议即使紧固螺栓力矩增加到130%时, 抽汽口的间隙仍未能够完全消除。中分面张口的存在使得机组运行时, 紧固的螺栓使汽缸内螺纹产生较大内应力, 极有可能损伤缸体螺栓孔中的螺纹。这种张口的状况还将随机组运行时长增加而变得更加严重, 最终导致内缸需整体更换。机组运行时 (热态) 时若缸体仍然存在张口, 会使上一级的蒸汽直接漏入下一级抽汽口, 造成高品质蒸汽的浪费, 同时还对加热器产生影响, 使得机组的经济性受到影响。同时, 泄漏的蒸汽通过缝隙将直吹中分面的螺栓, 高应力的螺栓在高温蒸汽长期吹扫影响下会使螺栓受到损伤, 危机机组的安全运行。实际解体时, 抽汽口处中分面的螺栓至少有一半因张口应力过大而难以分体, 为防止损伤内缸本体上的内螺纹, 最后只能采用气割的方法拆卸螺栓, 进一步增加工作量与成本。

凯特克经过详细调研后, 建议客户将抽汽口和进汽口中分面的螺栓有原来的沉头螺钉头形式更换为双头螺柱形式, 下端螺纹种入下缸螺孔内, 上端螺柱采用凯特克CLAMP拉伸螺母紧固, 精确控制螺栓的预紧力。

紧固完毕后测量结合面间隙, 测量结果显示除最内侧两颗螺栓压紧面间隙未达标, 测量值为0.1 mm以外, 其余位置均达到0.05 mm塞尺不入的要求, 与改造前间隙最大2.7 mm, 最小0.54 mm相比有较大改善, 机组运行效率及安全性同时得到改善。

神华四川能源有限公司江油电厂300MW机组汽轮机低压缸中分面改造

同为低压缸, 该机组此前采用传统罩盖螺母对中分面进行紧固。传统螺栓紧固的不足之处在往期文章中已经详细讲解过, 本次改造使用的是凯特克CLAMP机械式拉伸螺母取代传统罩盖螺母。

在清理螺栓过程中, 遇到很多罩盖螺母与螺杆咬牙不易取下的情况, 尝试多重方法后, 取下罩盖螺母, 对螺栓螺牙和栽丝孔进行清理后, 达到安装要求。实施紧固过程中, 每个人孔门安排一部机具进行紧固, 4个人孔门同时进行, 位置保持一致, 如此来保证同步性。首先施加40%预紧力由里往外对每颗螺母进行初始预紧, 再由70%、100%分步实施, 最终再进行一次校核, 整个过程相当顺利, 用时1h, 在保证安装质量的情况下, 用时较传统方法大幅缩短, 为下一步工序节约了时间。

在所有螺栓紧固后, 用0.03 mm塞尺进行间隙测量, 间隙<0.03 mm效果显著, 同时所有结合面密封胶挤出, 证明结合面不存在异物。安装过程根据预定方案进行, 因CLAMP拉伸螺母特殊的结构原理, 在实施过程中没有出现任何螺栓咬牙而取不出螺栓螺母的情况;过程中由液压设备驱动拉伸螺母进行紧固, 载荷均匀一致性较高, 并确保螺栓在合理的屈服极限范围内。

预紧技术 篇4

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.

非标螺纹联接的预紧 篇5

预紧能提高螺纹联接的防松能力和疲劳强度, 增强联接的紧密性和刚性, 从而提高联接的可靠性。一般情况下, 使用标准的工具拧紧螺纹联接件时, 凭操作者的经验判断拧紧程度即可, 但对于关键联接或实现特殊功能的非标准联接问题, 往往需要进行具体的分析和精确的计算。根据功能要求正确地进行结构设计, 合理地确定预紧力的大小, 并采取适当的方法进行控制, 来提高连接的可靠性。

2 螺纹联接预紧及其控制方法

2.1 螺栓载荷与变形关系

研究一个受轴向载荷的螺栓联接, 先作用预紧力Q, 然后承受外拉力F。

螺栓未承受外拉力时, 仅受预紧力Q, 由于螺栓和被联接件受力后发生弹性变形的原因, 螺栓承受外拉力F时的总载荷F'并不等于工作载荷F与预紧力Q之和, 而是工作载荷F与残余预紧力Q'之和, 如图1所示。

2.2 预紧力的确定

凡承受拉力的螺栓连接, 均需要适当预紧以提高连接的可靠性和紧密性。如果预紧力太小, 在冲击、振动、变载荷的作用下, 会出现联接松动, 或者在正常承载情况下接合面出现缝隙。如果预紧力过大, 螺杆静载荷增大, 导致联接强度降低, 甚至在拧紧时就被拉断。

一般规定螺纹联接的预紧应力σp不超过螺纹联接件材料屈服极限σS的80%;航空航天工程中按σp≈0.35σS控制。有关确定预紧力大小的螺纹联接设计准则:

a.对于按强度条件 (不变形、不断裂) 设计的螺栓, 应保证螺栓承受工作载荷时的应力小于螺栓材料的许用应力;b.对于受横向载荷, 接合面不允许相对滑动的联接, 要求预紧力要足够大, 以靠摩擦传递横向力;c.对于受轴向载荷, 接合面不允许出现缝隙的联接, 要求残余预紧力Q'>0, 一般按下面条件确定Q。

2.3 拧紧力矩与预紧力的关系

预紧力确定之后, 可按下式估算拧紧力矩:

式中:M-拧紧力矩, N·m;Q-预紧力, N;d2-螺纹中径, mm;λ-螺纹升角, tgλ=P/ (πd2) ;P-螺距, mm;f-螺母与被连接件支承面间的摩擦系数;β-为螺纹半角;R-螺母承力面外半径, R=0.95S/2, S为扳手尺寸, mm;r-螺母承力面内半径, r=D/2, D为螺纹公称直径, mm。

上式中, 是用于产生预紧力Q的有效拧紧力矩, 约占10%M; 为克服螺纹联接副螺纹表面的摩擦力矩, 约占40%M; 为克服螺纹联接件与被联接件表面间的摩擦力矩, 约占50%M。

f主要与结合面的质量 (粗糙度、平面度) 、垫圈的类型 (刚性、塑性) 与质量及表面润滑等因素有关。在同样的拧紧力矩下, 其产生的预紧力受f的影响相差甚大, 误差可达到±25%。

2.4 控制预紧力的方法

螺纹联接的预紧方法要根据行业特点、工程规模、螺纹联接结构形式等来合理选用, “感觉法”主要依赖于操作者的经验, 简单、经济但不可靠;“力矩法”普遍使用于一般重要联接, 精度较高;“力矩-转角法”适用于自动化大量装配场合;“测量螺栓伸长法”使用费时、费用高, 用于特殊要求场合;“螺栓预胀法”用于汽轮机等热力机械。不同应用场合对螺纹联接预紧力精度的要求也有不同, 一味追求高精度是不经济的。航空工程中的一般连接采用“感觉法”即可满足设计要求, 重要的连接部位广泛采用“力矩法”——根据预紧力Q与拧紧力矩M的关系确定拧紧力矩, 借助测力矩扳手或定力矩扳拧紧。

3 爆炸螺栓联接预紧力控制

某系统的伞舱-伞筒连接/分离机构 (两套) 采用了四枚爆炸螺栓。为达到高分离可靠性和低分离冲击, 该螺栓的设计强度受到严格限制, 并且在使用过程中处于高应力状态。该螺栓原设计轴向拉断力为600kgf, 在地面试验阶段多次出现“拧断”问题。为确保飞行试验阶段的连接可靠性, 经计算分析, 将该螺栓设计轴向拉断力提高到1500kgf, 并采用“力矩法”对联接预紧力进行控制, 较好地解决了这一问题。

3.1 爆炸螺栓轴向载荷

根据伞筒在伞舱内的安装结构设计, 爆炸螺栓仅承受轴向拉力。在最大偏航角速度下, 伞筒相对伞舱会产生较大的离心加速度;所以确定“最大偏航角速度情况”为爆炸螺栓的最大受力情况, 此时离心加速度为:an=l·ω2

式中:an-离心加速度;l-旋转半径;ω-最大偏航角速度。

根据系统参数1和ω得出an=9.4g, 则离心力F=m·an。

按m=40kg, 得F=376kgf, 单个爆炸螺栓承受的最大拉力N=F/2=188kgf。

3.2 预紧力的确定

爆炸螺栓受伞筒在飞行中产生的交变载荷, 为确保伞筒在伞舱内的安装刚性, 必须按伞舱-伞筒接合面的紧密性条件来确定Q, 取预紧系数ν=3.0, 则Q=νN=3×188=564kgf。可见, 预紧力已十分接近原设计的拉断载荷, 加之螺栓杆在拧紧过程中受拉扭复合应力作用, 在与预紧力相对应的拧紧力矩下就很容易被“拧断”。

3.3 拧紧力矩的确定

根据改进后的爆炸螺栓及其联接结构的有关参数, 按前面介绍的拧紧力矩计算公式可得拧紧力矩M=7.12N·m;使用定力扳手按7N·m进行连接工艺控制, 最终保证了该重要连接的可靠性。

4 结论与建议

对于非标设计, 其螺纹联接预紧一般采用感觉法, 由具备相应资质和具有实际操作经验的操作人员来保证;对于重要联接则宜采用“力矩法”, 由设计/工艺人员提出具体的预紧装配技术要求, 采用定力矩扳手来完成。对需要精确控制的的螺纹联接件, 可以按照螺纹联接的实际使用条件进行实验, 得到拧紧力矩与预紧力的对应关系, 并据此确定拧紧力矩, 必将大大提高对预紧力的控制精度。

参考文献

[1]姚兆生.机械零件强度计算手册[M].北京:机械工业出版社, 1987.

螺栓连接的预紧力控制 篇6

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

undefined

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

undefined

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

undefined

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.

汽车车桥轴承预紧的设计和检测 篇7

轴承作为易损件和保安件, 是汽车上重要零部件之一。汽车前后桥上的轴承按安装部位分为主减速器轴承和轮毂轴承, 无论哪个部位成对使用的轴承, 使用之前 (安装时) 均需进行一定程度的预紧。

滚动轴承的预紧是指采用适当的方法使轴承滚动体和内、外圈之间产生一定的预变形, 以保持轴承内、外圈均处于压紧状态。预紧之后的轴承增加了自身和系统的刚度, 降低了系统的振动和噪声, 补偿轴承在运行中的磨损, 延长轴承和所在系统的使用寿命。

轴承预紧的设计

预紧按受力方向分为轴向预紧和径向预紧, 通常采用的都是轴向预紧。轴向预紧按施加预紧力的方法又分为定位预紧和定压预紧。在此分别对主减速器轴承和轮毂轴承预紧力的设计做介绍 (均指定位预紧) 。

驱动桥主减速器内部工作条件恶劣, 轴承承载着相当大的轴向和径向载荷, 使用时需兼顾刚性和易拆装要求。前、后桥轮毂轴承承载要求相对没有主减速器轴承工作条件恶劣, 但其润滑条件相对较差, 使用时也需兼顾刚性和易拆装, 故两种结构均常布置两个小端朝内相向、大端朝外的圆锥滚子轴承。主减速器轴承安装如图1所示, 轮毂轴承安装如图2所示。

预紧力可以从一些成熟的设计中借鉴, 也可通过查表和计算得出, 再辅以实际装配和试验修正。

1.查表法

目前国外优秀的轴承厂商参考试验测试结果推荐了轴向负荷与轴向变位表和轴承寿命与间隙表。通过轴承寿命与间隙表, 大致可估算轴承允许的最大负游隙 (变位) 约为0.01~0.02mm;再查轴向负荷与轴向变位表, 可预估某型轴承一定变位下所受的轴向力 (如32210轴承在轴向变位0.01mm时所受轴向载荷约2.7k N) 。

2.计算法

可根据之前人们总结的经验算法 (见表1) 推算预紧力。

使用表1中算法计算预紧力时, 应计算主减速器在变速器位于4/5挡或轮毂轴承在直线行驶状态下的预紧力, 以剔除变速器位于高挡位或汽车转弯时所产生轴向力的影响 (后文介绍预紧力检测时所附的表4和表5中所列“计算采用的轴向力F”即是按表1纯轴向载荷下预紧力计算所得数值) 。

值得注意的是, 某些轴承的外形尺寸完全一致, 加大其锥角却能延长轴承使用寿命约3倍。结合表2的实例计算和表3中一些成熟产品主动齿轮轴承锥角实测值对比发现:主减速器输入扭矩越大, 对应的主动齿轮轴承锥角也应加大。故对外形尺寸完全一致、锥角不同的轴承, 因锥角越大的轴承所受轴向力也越大, 所施加的预紧力也应适宜加大。

轴承预紧的检测

轴承预紧的检测可分为直接法和间接法测量。考虑测量的便捷性和有效性, 目前国内主要几家车桥厂一般通过人工或设备采用监控以下一种或几种指标来测量轴承的预紧:测量系统的旋转力矩、测量螺母的拧紧力矩和测量位移。

1.直接法

轴承预紧的主要因素是预负荷, 预负荷可以用预紧力表示, 也可以用预紧量 (位移) 来表示, 因此可以通过直接测量预紧力或预紧量。这种方法最直接最精确, 但因轴承所在系统空间小且封闭, 这种方法只适用于少量的测试验证, 可以在设计阶段用以辅助修正设计值。

测量预紧量因初始受压时的测量基准难找、预紧过程的振动对测量影响大、测量工具精度要求高等原因一般不予使用。下面分别介绍应用直接法测量主减速器轴承和轮毂轴承的即时预紧力。

(1) 主减速器轴承即时预紧力的测量。采用一种专用于测量的性能稳定型弹性隔套 (见图3, 在0.5~1.5mm的压缩区间内, 其屈服压力波动量在±0.2k N内) , 按图4所示结构测量并记录相关数据 (见图5) 。参考公式F=Fa+F0 (其中F为压力传感器测得数值即螺母提供的轴向力, Fa为轴承预紧力, F0为测量用的弹性隔套稳定时的屈服压力) , 便可测算某位移或力矩下轴承的预紧力。

(2) 轮毂轴承即时预紧力的测量。仿照主减速器轴承即时预紧力测量的原理和计算方法 (不装配弹性隔套) , 可测算某位移或力矩下轴承的预紧力 (计算中F0取值为0) 。

曲线1为压力传感器测量值, 曲线2为弹性隔套压力值, 曲线3为凸缘或轮毂旋转力矩值

2.间接法

大量的文献和资料表明, 力矩M近似正比于轴向力F, 有公式M=m F;因此预紧力Fa完全可以用凸缘或轮毂的旋转力矩M来等效、还可利用螺母的拧紧力矩M来等效;该间接法受轴承周边附属零部件 (如主动齿轮或轴管螺纹精度、螺母精度、壳体精度、隔套性能、润滑条件) 的影响, 力矩系数m波动范围大 (尤其是螺纹系间的m值更难获得, 在此不做论述) 。使用该测量方法应根据试验检测情况和实际使用情况进行修正。

(1) 摩擦力矩的理论计算。滚动轴承摩擦力矩中, 密封圈摩擦占10%~30%、润滑脂的阻力占50%~60%、轴承自身滚动和滑动阻力占20%~30%;据此, 总结一种较准确的摩擦力矩计算方法。

按照上述计算方法, 选取主减速器轴承在汽车位于4挡/5挡时外轴承的轴向力作为计算摩擦力矩时每个轴承的受力F, 对几款主减速器主动齿轮轴承组的摩擦力矩验算结果见表4;选取直线下轮毂轴承的轴向力做为计算摩擦力矩时每个轴承的受力F, 对几款轮毂轴承组的摩擦力矩验算结果见表5。

(2) 摩擦力矩的测试验证。按表4中主减速器轴承摩擦力矩验算结果, 与实际使用中主减速器轴承摩擦力矩的控制值相比较, 上述算法非常接近实际控制值。

按表5中轮毂轴承摩擦力矩验算结果, 选取32213/32215轴承组做测试, 测试台架如图6所示, 测试结果见表6。按实际测量结果32213/32215轴承组每个轴承受2.2~5.2k N轴向力时, 摩擦力矩为3~5N·m, 这显然要比经验公式估算的摩擦力矩值要小。因此, 上述计算方法应用于轮毂轴承摩擦力矩的计算时 (尤其是中大型轴承) 有较大的误差, 使用时应根据试验测试数据进行修正。

注:试验条件:10~20r/min, 系统阻滞力矩4N·m

结语

使用查表法和计算法是现行估算轴承组间预紧力的两种较可行方法。