Нагрузка - болт
Cтраница 4
Цельный фланец подвергается трем видам напряжения: продольному напряжению во втулке, радиальному напряжению во фланце и тангенциальному напряжению во фланце. Эти напряжения вызываются моментами, возникающими от нагрузки болтов и внутренних давлений в сосуде на площадь, образуемую средним диаметром прокладки. [46]
При увеличении внешней нагрузки будет достигнут момент, когда соединяемые поверхности разделяются. На практике нежелательно, чтобы этот момент был перейден, так как нагрузка болта тогда быстро увеличивается с увеличением нагрузки. [47]
Исследования ЦКТИ показали, что величина коэффициента TI для паронитовых прокладок имеет обычно величину порядка ц 0 10 - 5 - 0 12 для прокладок толщиной б 0 6 мм. Если и считать, что увеличение толщины прокладки несколько повысит это значение, то все же она останется в таких пределах, что влияние давления среды на величину нагрузки болтов затянутого фланцевого соединения остается малым. [48]
Исследования ЦКТИ показали, что величина коэффициента г для паронитовых прокладок имеет обычно величину порядка т ] 0 10 - 0 12 для прокладок толщиной 6 0 6 мм. Если и считать, что увеличение толщины прокладки несколько повысит это значение, то все же она останется в таких пределах, что влияние давления среды на величину нагрузки болтов затянутого фланцевого соединения остается малым. [49]
Настоящее издание справочника отвечает как более широкому кругу задач, возникающих у конструкторов, так и требованию доходчивости до читателя. Дело в том, что изложенный ниже метод расчета фланцев, результаты расчета по которому практически точно совпадают с многочисленными опытными данными отечественных и зарубежных исследователей для фланцев с D, ф от 29 9 мм до 980 мм, неотделим от учета внешних нагрузок, передающихся на фланцевые соединения, от конструктивных особенностей и от жесткости фланцев. Так, например, часть нагрузки болтов фланцевого соединения, расходуемая на восприятие основной внешней нагрузки - момента М, может в несколько раз превосходить часть нагрузки болтов, расходуемую на восприятие давления рабочей среды Я. Далее, обычно принимаемый постоянным запас прочности во втулке цельного фланца, названный ниже конструктивным запасом, изменяется в несколько раз в зависимости от назначения фланцевого соединения и его диаметра DY. [50]
 |
Самоуплотняющееся кольцо с двухсторонней онусностью нерабочее. [51] |
Чтобы избежать деформации, величина зазора между внутренней поверхностью обтюратора и крышкой не должна превышать 0 05 мм на каждые 100 мм диаметра сосуда. Вследствие этого уплотняющее кольцо под нагрузкой болтов составляет одно целое с крышкой и деформация его не превосходит предела упругости. Поверхность крышки, на которую опирается обтюратор, имеет широкие выфрезерованные канавки, благодаря чему внутреннее давление способствует самоуплотнению затвора. [52]
 |
Компенсаторы к тсшюобменниклх. [53] |
Одним из главных источников неисправностей теплообменников является утечка в болтовых фланцевых соединениях, предотвращению которой необходимо уделять особое внимание. Это далеко не так. То, что при анализе не учитывается нагрузка болтов, вызывающая напряжение, которые превышают предел текучести и воздействие контактного давления на уплотнение, усложняют расчет. [54]
Во втулках стандартных цельных фланцев, составляющих фланцевые соединения, могут возникать лишь малые пластические деформации, не способные разрушить фланец из пластичного материала. Дальнейшее нарастание деформаций ограничивается смыканием колец по наружным кромкам. Однако при указанном смыкании колец удельное давление на прокладке стандартного фланцевого соединения существенно снижается, поскольку нагрузка болтов распределяется между прокладкой и кромками колец. [55]
Настоящее издание справочника отвечает как более широкому кругу задач, возникающих у конструкторов, так и требованию доходчивости до читателя. Дело в том, что изложенный ниже метод расчета фланцев, результаты расчета по которому практически точно совпадают с многочисленными опытными данными отечественных и зарубежных исследователей для фланцев с D, ф от 29 9 мм до 980 мм, неотделим от учета внешних нагрузок, передающихся на фланцевые соединения, от конструктивных особенностей и от жесткости фланцев. Так, например, часть нагрузки болтов фланцевого соединения, расходуемая на восприятие основной внешней нагрузки - момента М, может в несколько раз превосходить часть нагрузки болтов, расходуемую на восприятие давления рабочей среды Я. Далее, обычно принимаемый постоянным запас прочности во втулке цельного фланца, названный ниже конструктивным запасом, изменяется в несколько раз в зависимости от назначения фланцевого соединения и его диаметра DY. [56]
Разгрузочные конические штифты воспринимают сдвигающую силу в деталях, соединяемых болтами, свободно пропущенными через отверстия. Это относится к тем случаям, когда болты нагружены силами, перпендикулярными к их оси. Самым и весьма неблагоприятная нагрузка болтов на изгиб и на растяжение, когда напряжение на изгиб может в несколько раз превысить растягивающее напряжение. [57]
Опираясь на результаты опытов по разрушению моделей фланцев [8], можно утверждать, что все это распространяется и на втулки фланцев, причем со следующими оговорками. Во-первых, во втулках стандартных цельных фланцев, составляющих фланцевые соединения, могут возникать лишь малые пластические деформации, не способные разрушить фланец из пластичного материала. Дальнейшее нарастание деформаций ограничивается смыканием колец по наружным кромкам. Заметим, что при указанном смыкании колец удельное давление на прокладке стандартного фланцевого соединения существенно снижается, поскольку в этом случае нагрузка болтов распределяется между прокладкой и кромками колец; по этой причине смыкание колец фланцев по наружным кромкам не допускается. [58]
Страницы: 1 2 3 4