压力容器的密封螺栓之残余预紧力的选择

very0717

我先说一下我的情况：2个45#钢大板，各掏出一部分型腔，然后在结合面铺上O型圈，然后再用螺栓锁紧，型腔里再注入液压油，5Mpa
. n- f7 ?& h( _: m
4 C; s0 ^& k4 P
我在网上找到的资料：
9 F6 O' a5 S$ V# H为了保证连接的紧密性，以防止受载后结合面产生缝隙，应使残余预紧力的值>0
而对于不同工况，选择的残余预紧力的值有所不同。
9 h) A8 Y+ T3 O0 j, F按下图来选择

9 z3 r# M4 N5 z* H% Z# W
) ?' G- R) U8 E  h2 |那么我的问题是
% \7 M- v2 r- _* M' {1. 图片上所讲的压力容器的紧密联接是不是也是用了类似于O型圈的密封元件，还是纯机械的刚性密封？
2. 因为我的案子是用了O型圈，在理想状态下，只要2块大板的间隙保持不变，O型圈处就不会产生斜漏，那么此时残余预紧力的值就可能是=0，但那是完全理想的状态，我知道是不可能的。但可不可以，我的那个工况下取值0.5F左右呢？  （否则的话，按1.5F来取值的话，我的螺栓太巨大了。）
$ c: i9 E# C2 Z' e4 F' }' F/ B- w
7 l# \+ V6 x) q$ u: ^4 ?. `
9 g9 V' c4 C8 p- F
; g( \5 J1 Q# ^8 b/ v

oldpipe

你可能没有理解“受载后结合面产生缝隙”的意思。你的型腔里一旦有了压力，就会有将那两块大板分开的趋势。之所以没有分开，是因为有螺栓拉力的存在。试想，没有型腔压力时，螺栓拉力的反作用力在哪里？当然在两块大板之间。现在有了型腔压力，通过两块大板，将螺栓拉长，直到螺栓与螺母工作面之间的距离大于两块板的厚度和，两块大板之间的作用力——也就是那个残余预紧力，就逐渐减小并最终消失，大板就分离了。如果，两块大板内有轴、套结构，O型圈用在圆周上，大板的分离使轴、套发生轴向移动，并不改变O型圈密封结构，对密封效果没有不可忽视的影响（假定套的刚性足够大，没有被内部的压力撑大到影响密封，大多数情况下，这个假定可以被接受。）。但似乎你把O型圈用在了端面上，压力使两块大板分离到一定量时，O型圈的工作条件不再满足要求，泄露必然发生。对这个问题的讨论是在弹性范畴内进行的，而你似乎假定你的大板和螺栓都是理想的刚性体，而且两个大板都不存在由于材料和工艺因素造成的平面度误差，所以你首先排除了实际上必然发生的问题，当然得出的结论也就没有了问题。

zerowing

对于径向O圈的密封，即使有轻微的缝隙变化对密封的影响也不大。对于断面密封来说，则必须保证这个密封面的相对静止。
至于预紧多少，则要平衡螺栓的伸长量和箱体受压缩时的压缩量，保证工作状态下箱体在最大工作张力状态时仍保持一定的压缩量，最小不得低于0压缩量。已此保证密封面的稳定。因此来说，就你的情况，如果是端面密封，不可能说残余预紧为0。那样的设计没有安全量，如果遇到松弛，松脱等现象，可能出大事故。

oldpipe

oldpipe 发表于 2016-6-10 00:54
( a$ Q$ l3 h* g5 h" v! Z9 Q你可能没有理解“受载后结合面产生缝隙”的意思。你的型腔里一旦有了压力，就会有将那两块大板分开的趋势。 ...

4 j, T7 v* v( m/ y# R9 _& T' d4 n至于F”的取值，没有充分理由的话，还是应该尊重资料上推荐的算法或数值。这个F”应该是N多个螺栓的合力，5MPa并不是个特别巨大的压力，如果你的型腔有个特别巨大的面积，也应该会有足够的边长，放得下N多个大小适当的螺栓。
6 }) \6 A9 G: F% P( y3 s

伯努利111

我这边仪器耐压差50Mpa，通常采用嵌入式，螺纹和O型圈密封。如果零件不是很巨大可以采用，螺纹＋o型圈密封方式，o
型圈2到3个最好，个人意见

25摄氏度

学习到了

very0717

伯努利111 发表于 2016-6-10 07:21
% P8 {9 C5 t: T; s( ^5 L. K/ S我这边仪器耐压差50Mpa，通常采用嵌入式，螺纹和O型圈密封。如果零件不是很巨大可以采用，螺纹＋o型圈密封 ...

你们的螺纹预紧之后，计算的残余预紧力是选值1.5~1.8F吗？
3 W# U( Q+ s" o( i* n- x7 u+ C  z

very0717

zerowing 发表于 2016-6-10 01:02
2 U) q; k8 I, v, A$ v对于径向O圈的密封，即使有轻微的缝隙变化对密封的影响也不大。对于断面密封来说，则必须保证这个密封面的 ...

! Q, Q! f4 H+ N  Q8 ^我说的残余预紧力为0，那是极端理想的情况。
% i! `1 x4 Z( G8 y' T0 X
* V, g4 \- u7 w/ @0 J  P那么稍微放松一下，取值0.5F是否可以。

, d+ P/ l& \5 t& U$ F6 ?因为我这个F值也很大的。
# V! B% P1 L' a! `, d( y0 D

very0717

oldpipe 发表于 2016-6-10 01:04
至于F”的取值，没有充分理由的话，还是应该尊重资料上推荐的算法或数值。这个F”应该是N多个螺栓的合力 ...

目前的计算过程是这样的
0. 假定螺栓数量，螺栓规格，螺栓强度等级
4 \) u. n# V" B- ^; \  \' B1. 计算出工作力
2. 选择残余预紧力=1.5倍的工作力
3. 计算总力=工作力+残余预紧力
2 T/ J- @' X! T' i" q) [) N- o3 A4. 选择许用应用安全系数S=1.5
5. 计算出螺栓小径，满足假设要求。
6. 计算预紧力=总力-刚性系数*工作力，刚性系数=0.2
9 |+ ~+ n$ T5 H$ ~5 A' w
+ H( f  M" e9 _: Z
( d( G5 N: n8 h" C8 r' Y; L5 y我最后算出来的是M36，10.9级，预紧力将近30吨力，我该用什么办法来达到啊？普通的扭力扳手能实现吗？
8 M2 G3 L6 E& J6 k4 p

伯努利111

very0717 发表于 2016-6-10 12:00
你们的螺纹预紧之后，计算的残余预紧力是选值1.5~1.8F吗？

我们是螺纹组合，根据公式校核强度，楼主压差这么小，应该不是问题，你o型圈尽量不要放在接合面，密封效果不好