Синтез минералов Том 1 - Хаджи В.Е.
Скачать (прямая ссылка):
На рис. 76 и 77 построены расчетные н опытные величины напряжений и перемещений для наиболее характерных сечений (см. рис. 72У исследуемых обтюраторов при затяжке и действии внутреннего давления. Расчетные и опытные данные дают удовлетворительное совпадение и позволяют сделать следующие выводы. При предварительной затяжке (см. рис. 76) изгиб обтюратора в большой степени определяется схемой опирання, а перемещение U и кольцевые напряжения ст/ мало зависят от иее. Схемы б и; в характеризуются значительными осевыми напряжениями и прогибами. Однако схема опирання в по наибольшему диаметру не имеет практического применения в силу большой вероятности разуплотнения соединения, а схема б вследствие малой разности углов уплотнительных поверхностей при окончании затяжки приближается к схеме а. В случае нормального прилегания (схема а) изгиб деталей незначителен даже при малых толщинах обтюратора. Расчетные величины Ot лежат между опытными величинами сть измеренными в сечениях на внутренней и наружной поверхностях, расположенных на одной и той же высоте. Максимальные касательные напряжения имеют место в сечении наибольшего диаметра уплотнительной поверхности и зависят от толщины обтюратора.
При действии внутреннего давления (см. рис. 77) изгиб обтюратора значителен и зависит от его толщины, высоты неопертой части и податливости вмещающих деталей (фланца, крышки, шпилек). Осевые напряжения от изгиба и осевого сжатия имеют максимальную величину в середине внутренней поверхности.
Перемещения и кольцевые напряжения зависят в основном от податливости вмещающих деталей: расчетные величины стг лежат между опытными Ou измеренными в сечениях вдоль одного и
16 Заказ № 122 241 Рис. 76. Расчетные (сплошные линии) и отсчетные (отдельные точки) осевые (1, 2, 3) и кольцевые (4) напряжения, а также перемещение (5) при затяжке обтюратора:
1, 4, 5 —в сечении I; 2, 4, S—в сечении II; 3 — в сечениях III и IV
Рис. 77. Расчетные (сплошные линии) и отсчетные (отдельные точки) осевые (1, 2) и кольцевые (3) напряжения, а также перемещение (4) под действием давления: 1,3 — в сечеиии I; 2, 3, 4 — в сеченнн II
того же радиуса на внутренней и наружной поверхностях обтюратора. Максимальные касательные напряжения действуют в сечении наибольшего диаметра уплотнительной поверхности и зависят от толщины обтюратора и податливости вмещающих деталей. Величина контактной нагрузки на уплотнительной поверхности повышается с уменьшением толщины обтюратора и увеличением высоты его неопертой поверхности.
Анализ напряженного состояния обтюратора позволил установить, что наиболее напряженными являются середина внутренней поверхности, уплотнительная поверхность и сечение по наибольшему диаметру уплотнительной поверхности. При предварительной затяжке изгибом можно пренебречь и производить расчет обтюратора на сжатие в радиальном направлении. При действии внутреннего давления необходимо учитывать изгиб и срез детали. Из условия прочности обтюратора под давлением и из соображений наилучшей проницаемости затвора следует, что зазор между обтюратором и выступом крышки должен приниматься максимально допустимым по прочности обтюратора при предварительной затяжке. 242 а
б
кшши
ш
ш
ш
Рис. 78. Фланцы промышленных сосудов:
в — цельнокованые; б — двухслойные. Римскими цифрами даны номера теизорезисторов
Экспериментальное и теоретическое исследование затворной части корпуса (фланца) состояло в изучении влияния конструктивных особенностей (отверстий и участка с переменной толщиной стенки) и характера приложения местных нагрузок на напряженное и деформированное состояние. Исследование выполнено как на моделях фланца, так и на промышленных сосудах емкостью 190, 50, 60 и 1500 л при давлении в диапазоне от 100 до 300 МПа. Натурная модель фланца представляла собой толстостенный цилиндр длиной 750 мм и внутренним диаметром 200 мм и имела участок с переменной толщиной стенки, сопрягающий основную цилиндрическую часть е.. показателем толсто-стенности ? = 0,6 и утолщенную часть длиной 150 мм с ? = 0,5. Основная цилиндрическая часть имела два исполнения: без отверстий и с отверстиями под шпильки диаметром dp = 32 мм и длиной 70 мм. Отверстия и участок переменной толщины отстоят друг от друга на расстоянии 480 мм, что позволяет исследовать их влияние на напряженное состояние цилиндра отдельно.
Конструкция и основные размеры четырех типов исследованных фланцев корпусов промышленных сосудов приведены на рис. 78. Фланцы № 1 и 2 цельнокованых корпусов с показателями толстостенности ? — 0,37 и ? = 0,45 отличаются лишь размерами внутренних диаметров. Число шпилек в этих фланцах равно 12. Фланцы № 3 и 4 с показателями толстостенности ? = = 0,23 и ? = 0,25 имеют практически одинаковые размеры внутренних диаметров, но различаются характером расположения резьбовых отверстий под шпильки и формами сопряжения фланцев с основной частью корпуса. Фланец № 4 вместе с корпусом выполнен двухслойным. Фланец № 3 имеет также двухслойный вариант исполнения за счет бандажа, посаженного на корпус сосуда с натягом. Число шпилек во фланцах № 3 и № 4 составляет 8.
