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压力容器的密封螺栓之残余预紧力的选择

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1#
发表于 2016-6-9 23:39:19 | 只看该作者 回帖奖励 | 倒序浏览 | 阅读模式
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
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, I# G) Q% V# [: c, S: c) {; J
我在网上找到的资料:8 _( b9 _2 }7 K6 _$ j9 m
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>07 w, Z% I# d8 w9 ~) H) H
而对于不同工况,选择的残余预紧力的值有所不同。
3 q6 `& O5 x& F% A n按下图来选择
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6 U. ~* z1 Y+ K5 K0 G
6 Y0 v$ M4 ~ `/ T/ m那么我的问题是
, n/ c& V4 H( W, s5 [9 {) p1. 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?7 m0 ? R* I# G( `6 w# `# H
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。)
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2#
发表于 2016-6-10 00:54:57 | 只看该作者
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。
3#
发表于 2016-6-10 01:02:15 | 只看该作者
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。1 D% `5 Q0 O' X5 X8 m
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。
4#
发表于 2016-6-10 01:04:22 | 只看该作者
oldpipe 发表于 2016-6-10 00:54
% C* n* n7 r$ I, l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。 ...
- ^) a' |3 a) q9 V5 k7 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。
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5#
发表于 2016-6-10 07:21:24 | 只看该作者
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
, g1 J) b& e; m* E4 b- n z型圈2到3个最好,个人意见
6#
发表于 2016-6-10 07:41:08 | 只看该作者
学习到了
7#
楼主 | 发表于 2016-6-10 12:00:54 | 只看该作者
伯努利111 发表于 2016-6-10 07:21
1 O2 j0 [ O1 P. h- W w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 ...
5 m6 U& c7 z! J3 V) q; |: E
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?( ^6 c0 v' [& [2 o: V5 Q [
8#
楼主 | 发表于 2016-6-10 12:15:51 | 只看该作者
zerowing 发表于 2016-6-10 01:02 9 d8 @$ ~' s4 i
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 ...
( A. q v& p# C$ Y( p/ `2 }! ~
我说的残余预紧力为0,那是极端理想的情况。5 P& K" U4 V% U, a
; Y8 r9 l: H E* E2 b
那么稍微放松一下,取值0.5F是否可以。5 z8 j8 ?! e t f- u

! G. E/ [/ \6 Z, l+ ~, E+ k) z因为我这个F值也很大的。5 J7 P; e/ F& o5 ]; L* o

点评

还是感谢了 发表于 2016-6-10 21:57
算了,当我没说。你都没看懂我说什么还0.5F,有意义吗? 发表于 2016-6-10 14:02
9#
楼主 | 发表于 2016-6-10 12:27:18 | 只看该作者
oldpipe 发表于 2016-6-10 01:04
$ p1 l5 q3 s* b- ]+ Y) X3 }2 k" G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 ...
& k) N7 b. l. Q8 L
目前的计算过程是这样的
4 |8 D' d5 b* I# s0 j5 C% a0. 假定螺栓数量,螺栓规格,螺栓强度等级
T8 i) I( ]2 x4 r- s+ X1. 计算出工作力
* g5 H: P! H* B6 U8 q2. 选择残余预紧力=1.5倍的工作力5 g0 I9 X6 p" ]% ]$ Y$ K
3. 计算总力=工作力+残余预紧力
# [# u' b/ S$ |; H' ]0 l4. 选择许用应用安全系数S=1.5, u, }5 t2 }4 [
5. 计算出螺栓小径,满足假设要求。
. o; |& Z( P5 [/ G: f6. 计算预紧力=总力-刚性系数*工作力,刚性系数=0.22 C( @2 L7 g! o) ]- T, c. ~, R
' `% E) x: ~+ m( @: j3 F! q) b
* ?, }, K5 @$ h2 v: ?
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?9 H7 E* P5 I( f
) k5 h7 a$ N5 h- O2 ]. Y j

点评

M36的可以扭矩扳手或者液压扳手,有钱的直接上螺栓拉伸器 发表于 2016-6-14 11:16
大螺栓自有大扳手。有加长手动的,也有液压动力的。总不会有了螺栓找不到扳手的。 发表于 2016-6-10 23:12
10#
发表于 2016-6-10 14:36:36 | 只看该作者
very0717 发表于 2016-6-10 12:00
, a% X9 D( G7 d& D$ l P6 ?( G; Y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?
# v) s/ A4 i$ ]- [& l0 D6 g" o& N- u
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/ Y& ^; \) l5 H% Y
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