CC BY
77
20. Цветков В.А., Моргунов Е.В., Стратегическое управление бизнес-группой на основе синергетического подхода // Вестник Университета (ГУУ). № 3 (24), 2008. С. 12-19.
21. Шамхалов Ф.И. Мировая практика корпоративного управления в государственных корпорациях: администрирование, взаимоотношения акционеров, стейкхолдеры, отчетность // Вестник ИНЖЭКОНа. Сер. Экономика. Вып. № 5 (32). 2009. С. 20-29.
22. Экономика военного строительства: новая парадигма; под ред.
д-ра экон. наук, проф. Г.А. Лавринова, д-ра экон. наук, проф.
С.Ф. Викулова. Ярославль: ООО ИПК «Литера», 2008. 413 с.
23. Экономика России; под ред. Б.М. Маклярского. М.: Международные отношения, 2001.
F. Shamkhalov
Realization of strategic advantages of the industrial integrated corporate structures with state participation
This paper discusses key aspects of integrated corporate structures, the conditions to achieve their major strategic advantages: investment, technological and socio-economic, аlso reviewed current problems of the creation and development of integrated corporate structures with state participation. Offered to the general direction of the solution of current issues related to improving the effectiveness of the integrated structures, with the improvement of public administration of such structures.
Получено 07.04.09.
УДК 539.4
А.И. Ефимова, асп., (4872) 33-23-80, [email protected] (Россия, Тула, ТулГУ),
С.П. Судаков, канд. техн. наук, доц., (4872) 33-23-80, [email protected] (Россия, Тула, ТулГУ),
И.В. Лопа, д-р техн. наук, проф., (4872) 33-23-80, [email protected] (Россия, Тула, ТулГУ)
ФЛАНЦЕВОЕ СОЕДИНЕНИЕ С ВОЗМОЖНОСТЬЮ САМОЦЕНТРИРОВАНИЯ КРЕПЕЖНЫХ БОЛТОВ
Рассматривается конструкция фланцевого соединения с возможностью самоцентрирования крепежных болтов при одновременном ограничении принудительного изгиба приводных валов. Показано, что обеспечение точного совмещения отверстий под болты позволяет уменьшить габариты фланцевого соединения и повысить его надежность.
Ключевые слова: фланцевое соединение, изгиб валов, надёжность конструкции.
В известных конструкциях электроприводов общепромышленного и взрывозащищенного исполнения присоединительные фланцы входного и выходного валов выполняют в виде квадрата с четырьмя отверстиями
круглого профиля под крепежные элементы типа болт-гайка. Данные приводы присоединяются к затворам трубопроводов, имеющим аналогичный присоединительный фланец и вал входной - шпиндель привода затвора. При изготовлении такой конструкции присоединительного фланца к ней не предъявляются высокие требования по точности расположения присоединительных отверстий. В результате при несовпадении отверстий, даже в рамках технологических допусков, при затяжке болтов крепления происходит принудительный изгиб как выходного вала, так и шпинделя. Это негативно сказывается на работе затвора, а при быстром перекрытии прохода усилия и моменты для управления арматурой достигают больших значений, что может привести к невыполнению затвором своих функций [1].
Известны конструкции узлов фланцевого соединения, в которых осуществляется соединение болтами, устанавливаемыми в отверстия фланцев с зазорами и без зазоров [2]. В случае установки болтов с зазором они должны создавать на поверхности стыка относительно большую силу трения. При этом в болтах создаются значительные напряжения начального затяга, при которых соединение должно оставаться неподвижным. Достоинством данной конструкции является простота изготовления, а недостатком - большие габариты. Кроме того, вследствие нестабильности коэффициента трения и существенного его снижения при вибрационной нагрузке такие соединения при действии на них сдвигающей вибрационной нагрузки не надежны.
В узле фланцевого соединения, в котором болты устанавливаются в отверстия без зазора, соединяемые детали должны совместно обрабатываться. В этом случае отверстия в соединяемых фланцах калибруют разверткой или растачивают совместно, а диаметр стержня болта выполняют с допуском, обеспечивающим заданную посадку. Эти технологические операции весьма трудоемки. Сборка и разборка таких соединений не только трудоемки, но и приводят к задирам посадочных поверхностей отверстий фланцев и шлифованных поверхностей болтов. При расчете такого типа групповых болтовых соединений от совместного действия поперечных и осевых усилий принимают, что болты нагружены равномерно. Однако, как показали экспериментальные исследования таких соединений, болты нагружаются неравномерно [3]. Эти недостатки снижают конкурентоспособность рассматриваемого узла соединения. Тем не менее, установка болтов без зазоров позволяет получить муфты меньших габаритов, поэтому она более распространена.
Наиболее известен узел фланцевого соединения, содержащий установленные в отверстиях фланцев цилиндрические втулки и расположенные в них с зазором болты с гайками [3]. Такая конструкция допускает смещение фланцев при воздействии поперечной нагрузки на болты от крутящего момента, передаваемого валом, вследствие чего изгибаются болт и втулка. При этом в крайних сечениях болтов и втулок, одним из которых является резьбовая часть болта, возникают максимальные напряжения, которые суммируются с напряжениями в резьбе, возникающими из-за кон-
центрации, что опасно для прочности соединения. К недостатку можно отнести также наличие втулки, что дополнительно ослабляет фланцы.
Широко применяется узел соединения фланцев с помощью полу-призонных болтов, установленных с расчетными зазорами [3]. Основным недостатком этого решения является значительный изгиб болта по всей длине, причем максимальные изгибные напряжения приходятся на сечение резьбовой части болта, которое совпадает с первым витком гайки, т.е. на наиболее нагруженное сечение.
Предлагаемое решение при простоте изготовления профильных отверстий во фланцах решает задачу повышения надежности соединения при минимальных габаритах как фланцев, так и крепежных элементов за счет посадки без напряжения болтов в профильных отверстиях фланцев с контактом (опорой) их по боковым поверхностям отверстий. В конечном итоге рассматриваемая конструкция обеспечивает повышение надежности срабатывания приводов и самих затворов при значительных нагрузках.
Поставленная задача решается тем, что в узле фланцевого соединения под крепежные элементы выполняют профильные отверстия, причем в одном фланце все отверстия в радиальном направлении выполнены шириной, равной диаметру болтов, а в тангенциальном направлении данные отверстия удлинены (имеют цилиндрическую часть). Соответственно во втором фланце все отверстия в тангенциальном направлении выполнены шириной, равной диаметру болтов, а в радиальном - удлинены.
На рис. 1 представлены профили, соответственно первого и второго фланцев в отдельности. На рис. 2 представлен вид на фланцевое соединение в сборе. Во фланцах выполнены овальные отверстия, причем в первом
- меньшая ось последних размещена радиально, а большая - тангенциально, во втором соответственно наоборот: меньшая ось размещена тангенциально, а большая - радиально. В совмещенных отверстиях фланцев 1 и 2 размещены крепежные болты с гайками. При введении болта в один фланец, например, с удлиненными отверстиями в тангенциальном направлении, за счет равной ширины отверстия и диаметра болта будет осуществлена центровка болта только в радиальном направлении. Но при этом на другом фланце отверстия выполнены удлиненными в радиальном направлении и, следовательно, центровка в радиальном направлении, осуществленная в приведенном выше примере на первом фланце, не помешает ввести болт в ответное отверстие на втором фланце.
Заданные профили отверстий в обоих фланцах при смещении отверстий как в радиальном, так и в тангенциальном направлениях в пределах технологических допусков на изготовление отверстий во фланцах, позволяют обеспечить при пересечении этих отверстий «просвет» в виде круглого отверстия диаметром, равным диаметру болтов. Определение минимально допустимых больших длин осей отверстий в тангенциальном и радиальном направлениях, соответственно для первого и второго фланцев может быть осуществлено из условия прочности крепежных болтов.
Рис.2. Фланцевое соединение в сборе
При постановке болтов диаметром d в несовпадающие отверстия при последующей их затяжке болты будут стремиться совместить отверстия, при этом со стороны боковой поверхности болта на соответствующую боковую поверхность отверстия будут действовать:
- при совмещении отверстий в радиальном направлении напряжения аR, приводящие к возникновению деформаций гR, стремящихся к
обеспечению перемещений А Я для каждого фланца, то есть к выборке эксцентриситета 2 А Я. Причем относительная деформация в радиальном направлении будет определяться по формуле
- АЯ т
г Я Я ’
где Я - радиус окружности, на которой располагаются оси болтов;
- при совмещении отверстий в тангенциальном (окружном) направлении напряжения ад, приводящие к возникновению деформаций гд, стремящихся к обеспечению перемещений А1 для каждого фланца, то есть
к выборке эксцентриситета 2 А1. Причем относительная деформация в тангенциальном направлении будет определяться в виде
А1
гд= у,
где / - расстояние между центрами отверстий по дуге радиуса Я.
Из закона Г ука имеем
гя =аЯ ’ гд=ад ’ (2)
где Е - модуль упругости материала фланцев.
Действие напряжения аЯ в радиальном направлении эквивалентно действию на болт силы Е = <jp.dk, а действие напряжения ав в тангенциальном направлении эквивалентно действию на болт силы
Е = адdk, (3)
где k - высота фланцев; d - диаметр болта.
Разрешая уравнения (1) - (3) для напряженно-деформированного состояния материалов при деформировании в радиальном направлении относительно А Я и аналогичные им уравнения для напряженно-
деформированного состояния материалов при деформировании в танген-
циальном направлении относительно А1, получим
АЯ = — А1 = —. (4)
dkE dkE
Действие на болт силы Б приведет к появлению в поперечном сечении болта напряжений среза т, под действием которых болт может разрушиться. Условие прочности по напряжениям среза имеет вид
4Е
т = —2 <[т], (5)
пd
где [т] - допускаемое напряжение среза для материала болтов.
Разрешая уравнение (5) относительно Б и подставляя последнее в (4), получим
АЯ >ПМт! , А/ . (6)
4kE 4kE
Следовательно, минимальной длиной в радиальном направлении отверстий второго фланца будет величина, определяемая неравенством
/2 >d + 2АЯ или /2 >d + [т].
2kE
Определение минимальной длины в тангенциальном направлении отверстий первого фланца при условии, что ширина отверстий в тангенциальном направлении во втором фланце равна диаметру болтов d, зависит от количества отверстий. Так, при 4 отверстиях длина дуги / определяется как произведение угла п /2 на радиус Я, то есть в этом случае величина А/ определяется в виде
а/ >
п Яй[т] 8НЕ
(7)
Следовательно, минимальной длиной в тангенциальном направлении отверстий первого фланца будет величина, определяемая неравенством
.2
її > й + 2А/
или
п Яй[т]
АНЕ
Примеры реализации полученных соотношений приведены ниже.
2 1 8 2 Исходные данные для расчета: d=1•10" м; Я=1-10" м; [т]=1 • 10 н/м ;
k=5•103 м; E=2•1011 н/м2 . Результаты расчетов: /2 > 1,0314 • 10-2 м;
/1 > 1,0493 • 10-2 м.
Таким образом, можно сделать вывод, что при указанных исходных данных необходимые удлинения отверстий составляют более 3 % от диаметра болта в радиальном направлении и около 5 % от диаметра болта в тангенциальном направлении.
При наличии эксцентриситета е (рис. 3) произойдет изгиб консоли приводного вала на величину, не превышающую величину несоосности е. Этот изгиб эквивалентен действию на консоль изгибающего момента Мизг, определяемого в виде (рис. 3)
Ше (8)
М
изг.
Е
2
где I - осевой момент инерции поперечного сечения приводного вала.
Рис. 3. Схема для определения изгибающего момента
Тогда в материале приводного вала будут действовать напряжения изгиба аизг , не учтенные при расчете вала и определяемые в виде
М
<5
изг.
изг.
Ж
(9)
где Ж - осевой момент сопротивления сечения приводного вала: Ж = 21 / d, d - наружный диаметр приводного вала.
Помимо напряжений изгиба, на приводной вал действуют напряжения кручения, связанные с технической характеристикой электропривода -крутящим моментом на выходном валу Т, которые определяются так:
ткр. = Т / Жр , (10)
где Жр = 2Ж - полярный момент сопротивления сечения приводного вала.
Под действием вышеуказанных напряжений материал приводного вала находится в сложном напряженном состоянии, и его прочность определяется соответствующей теорией. По энергетической теории прочности имеем
где [а] - допускаемое напряжение материала приводного вала.
Подставляя в последнее неравенство уравнения (9) и (10) с учетом (8), и выражая из него е, получим
Следует отметить, что параметр е определяется для каждого стандартного электропривода в соответствии с его основными техническими характеристиками и выбор его из условия (12) обеспечивает сохранение прочности приводного вала при работе электропривода. Кроме того, ограничение благотворно влияет и на условия работы затвора трубопровода.
Таким образом, при сборке рассмотренного узла фланцевого соединения с заданным профилем отверстий под болты, с одной стороны, обеспечивается установка болтов в несоосные отверстия двух фланцев без изгибов, а с другой сторо н>1 - обеспечивается контакт (опора) боковых поверхностей болтов с боковыми поверхностями отверстий обоих фланцев.
1. Гуревич Д.Ф. Конструирование и расчет трубопроводной арматуры. М.: Машиностроение, 1968. 888 с.
2. Иванов М.Н. Детали машин. М.: Высшая школа, 1991. 382 с.
3. Бугов А.У. Фланцевые соединения. Расчет и проектирование. М.: Машиностроение, 1975. 191 с.
S. Sudakov, A. Yefimova, I. Lopa
Flange connection with the possibility of self-centering offastening bolts
Structure offlange connection with the possibility of self-centering offastening bolts during the synchronical limitation of the forced bending of driving shafts is examining. It is shown, that providing of accurate bolt holes alignment allows to decrease dimensions of flange connection and increase its reliability.
(11)
(12)
Список литературы
Получено 07.04.09
