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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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发表于 2016-6-9 23:39:19 | 显示全部楼层 |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  S* d  v+ Q# @
$ ^; H, z; o8 ^. D( N' ^& s8 M
% [) ~* O( I- q3 G0 E( \! N
我在网上找到的资料:
* z4 S8 N# W! ^7 t# s- q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
& x  I& }8 n: x! b而对于不同工况,选择的残余预紧力的值有所不同。
* T; c1 p; d7 ?. C# y4 f按下图来选择
, c7 M' ^4 Y9 m! ~' u/ H& W
' g% k& Z) v" h9 S
) K4 h. H) T1 }! a0 q" X那么我的问题是
: k" n1 M# j% \3 Y: l3 f3 V1. 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?
( o5 b) K( @8 y: |3 H: `# f) t2. 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。)" |9 f8 Y( ]4 `- L- P5 F

: X% Q/ N8 v1 K5 P) ]2 P3 ]  i! _1 U, D3 M2 x

. [8 `% }* P: E) n. g
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发表于 2016-6-10 00:54:57 | 显示全部楼层
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。
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发表于 2016-6-10 01:02:15 | 显示全部楼层
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。
9 j( Z" ?4 G# u0 j# Z0 C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。
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发表于 2016-6-10 01:04:22 | 显示全部楼层
oldpipe 发表于 2016-6-10 00:547 n: K& \$ v* e* t% P
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。 ...

! I& b, v# w; P8 Y1 Y/ b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。
! \9 k# I: [9 {+ j
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发表于 2016-6-10 07:21:24 | 显示全部楼层
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
6 h0 k1 K. R( Z  a1 z; ^型圈2到3个最好,个人意见
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发表于 2016-6-10 07:41:08 | 显示全部楼层
学习到了
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 楼主| 发表于 2016-6-10 12:00:54 | 显示全部楼层
伯努利111 发表于 2016-6-10 07:212 _# Q8 Y3 V" L. B1 v
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 ...

* K$ g7 o6 g/ |* S0 [1 _/ p5 M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?
% {$ m+ ]* u! e
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 楼主| 发表于 2016-6-10 12:15:51 | 显示全部楼层
zerowing 发表于 2016-6-10 01:021 e) ]+ X. K5 I- `4 w# @+ p
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 ...

$ B1 G: U  B& ?  }; ~/ i  W我说的残余预紧力为0,那是极端理想的情况。# H% ^7 q: I9 n

8 U/ d8 X4 ]! F( I9 S  E那么稍微放松一下,取值0.5F是否可以。. y6 w( J) G' f  L8 ~! x1 g
& p' D7 F' K8 j+ Z: b2 H
因为我这个F值也很大的。
/ ^% Z- b3 [) z, h/ s4 |! m0 f% 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
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 楼主| 发表于 2016-6-10 12:27:18 | 显示全部楼层
oldpipe 发表于 2016-6-10 01:04
  r: O8 g, x6 e" K) \4 _* p/ r* F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 ...

$ v2 [$ }6 y, ^6 N目前的计算过程是这样的6 j* l' _# z: @( b$ ~# I9 o. N
0. 假定螺栓数量,螺栓规格,螺栓强度等级
( j  b+ a' n' ?8 K3 P( H) @: _1. 计算出工作力
, a  r: A4 j6 A2 S7 \* l. z2. 选择残余预紧力=1.5倍的工作力
1 U3 [! X) J; D3. 计算总力=工作力+残余预紧力
6 |+ Y' u6 y3 r4. 选择许用应用安全系数S=1.5
9 o4 u1 i5 l$ F. l, p5. 计算出螺栓小径,满足假设要求。
* k$ [" L- k8 L/ P6. 计算预紧力=总力-刚性系数*工作力,刚性系数=0.2
1 U/ L+ v1 O% n& `1 _9 A7 U& `* h  G0 O4 d5 e0 C5 }7 N

0 L3 a: R" G. |. h5 o0 h, x! l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?: g# x9 [, _3 ?* N; ]& @
# A0 k- V" w* u% I. `4 t  N$ v

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
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发表于 2016-6-10 14:36:36 | 显示全部楼层
very0717 发表于 2016-6-10 12:00
8 G$ Y- Y( X" [8 x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?
0 n# i  s& U, ]" x- W7 a
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0 ~1 H6 I  B  c* J9 [- B# p+ z1 j$ h
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