螺栓组连接设计

螺栓组连接设计（精选3篇）

螺栓组连接设计 第1篇

关键词：螺栓组,连接,受力分析,禁忌

螺栓连接件都成组使用, 其设计一般是先确定结合面形状、螺栓分布形式、连接结构形式及螺栓数目, 然后按其所受外载荷 (力、力矩) 分析螺栓组的各螺栓受力, 由此找出受力最大的螺栓, 求其受力大小和方向, 再针对该螺栓受的力进行强度计算, 由强度计算确定直径。但错误的受力分析会导致不正确的设计, 现将分析中出现的问题提出, 供大家讨论。

1 螺栓组连接的受力分析禁忌

1.1 没有将外力移到螺栓组的几何形心

如图1-1a螺栓组受力分析, 在进行螺栓组受力分析时, 将外力R分解为水平方向的力H和垂直方向的力P是正确的, 对于螺栓组来说, 是横向力和轴向力, 但是, 如果直接将横向力、轴向力代入受力分析公式计算, 是错误的。正确的如图1-1b, 将水平方向的力H和垂直方向的力P进一步移到螺栓组几何形心 (O点) , 力H变为横向力H及翻倒力矩MH, 顺时针方向;力P变为轴向力P及翻倒力矩MP, 逆时针方向。总的翻倒力矩M为MH与MP的代数和。然后, 再按螺栓组受力分析中的公式进行计算。

1.2 转矩与翻倒力矩相混淆

如图1-2a所示的螺栓组, 在进行受力分析时, 如果将外力F∑移到螺栓组几何形心是一个横向力和翻倒力矩M, 那是错误的, 因为该力矩的方向垂直于螺栓的轴线。正确的受力分析图应该如图1-2b所示:外力F∑移到螺栓组几何形心是一个横向力和转矩;只有当该力矩的方向平行于螺栓的轴线, 如图1-3所示, 将外载荷移到螺栓组的几何形心才是翻倒力矩M。

1.3 受拉螺栓与受剪螺栓相混淆

当外载荷为横向力时, 螺栓是否受剪切, 取决是受剪螺栓还是受拉螺栓。如果设计成受剪螺栓 (即铰制孔光制螺栓, 安装时不需拧太紧, 因此忽略了预紧力F') , 如图1-4a所示的联轴器, 螺栓组受转矩作用, 但对每一个螺栓连接处, 相当于受一个横向力作用。如果设计成如图1-4b所示的受剪螺栓连接, 则此横向力直接作用到螺栓的栓杆上, 螺栓受剪切。如果设计成如图1-4c所示的受拉螺栓连接, 则对于每个螺栓而言, 横向力被接缝面间的摩擦力平衡, 螺栓组受的转矩被接缝面间的压力产生的摩擦力矩平衡。拧紧螺栓时每个螺栓受到的轴向拉力, 被连接件受到夹紧力而产生预紧力F'。因此螺栓没有受到剪切, 只受到预紧力F', 即只受拉而不受剪。

2 螺栓连接的强度设计计算及禁忌

螺栓组受力的分析目的是求出一组螺栓中受力最大的螺栓所受的力, 进行强度计算。作用于一组螺栓的外力有轴向力FQ、横向力FR、转矩T及翻倒力矩M四种情况, 对于单个螺栓的受力只有两种情况:受拉或受剪。工程应用中多数应用为受拉螺栓。

2.1 只受预紧力的受拉螺栓连接

只受预紧力F'的受拉螺栓连接, 是指工作后不再受轴向载荷作用。例如外载荷为横向力FR或转矩T作用, 受拉螺栓连接属于这种情况, 只受预紧力作用, 其强度条件为:

式中F'为预紧力 (N) , d1为螺栓的直径 (mm) , [σ]为螺栓的许用应力 (N/mm2) 。

此公式可理解为:螺栓被拧紧时既受拉又受扭, 采用第四强度理论, 拉扭合成的结果相当于纯拉伸的1.3倍。应深刻理解1.3的物理意义, 绝非安全系数和可靠系数等。

2.2 既受预紧力又受工作载荷的受拉螺栓

外载荷为轴向载荷FQ或翻倒力矩M作用, 而采用受拉螺栓的情况属于此种情况, 强度条件为:

F0为螺栓的总拉力, 其余符号同上。式中1.3的物理意义为:当个别螺栓松动时进行补充拧紧, 拧紧时在F0作用下既受拉又受扭, 利用第四强度理论, 拉扭合成的结果相当于纯拉伸的1.3倍。

F0可由下列两式求得:

式中F为工作载荷 (N) , F"为螺栓的残余预紧力 (N) , 为螺栓的相对刚度系数;工作载荷F是由轴向力FQ或翻倒力矩M引起的, 其值可由螺栓组受力分析相关公式求得。

如螺栓受变载荷作用, 除按上述公式进行设计或校核满足静强度外, 尚需验算螺栓的应力幅, 即σa≤[σa], 详细内容请参考机械设计教材。

2.3 受剪螺栓连接的强度设计计算

2.3.1 受剪螺栓连接的强度设计计算概述

受剪螺栓 (铰制孔光制螺栓) 螺栓杆和螺栓孔采用基孔制过渡配合 (H7/m6, H7/n6) , 能精确固定被连接件相对位置, 并能承受横向载荷, 但是孔的加工精度要求高。用于结构要求紧凑或连接空间受到限制的情况。受剪螺栓连接的失效形式为螺栓的栓杆部分被压溃或栓杆被剪断。

式中Fs-螺栓所受剪切力 (N) ;d-螺栓抗剪面直径 (mm) ;m-螺栓抗剪面数;[τ]-螺栓的许用切应力 (N/mm2) ;h-计算对象的受压高度 (mm) ;[σp]-计算对象的挤压应力 (N/mm2) ;

2.3.2 受剪螺栓连接的强度计算禁忌

1) 当外载荷是横向力时, 螺栓是否受剪切, 要区别开外载荷与螺栓本身的受力方向, 两者可能一致, 也可能不一致。例如, 当外载荷为横向力时, 螺栓不一定受剪切, 如果设计成受拉螺栓时, 螺栓受拉而不受剪。如图1-4联轴器传递转矩而采用受拉螺栓连接就是个例子。

2) 如螺栓受横向力和转矩联合作用, 正确解法是:一组螺栓受外载荷转矩T及横向力FR作用时, 对于单个螺栓受力是:由T产生的横向力FS1 (方向与回转半径垂直) ;由横向力FR产生的横向力FS2 (方向与FR相同) ;螺栓受的总拉力为FS1+FS2 (矢量) , 如图1-2, 如设计成受剪螺栓, 此合力由螺栓光杆部分的剪切面承受;如设计成受拉螺栓, 则此横向力由接缝面之间的摩擦力承受。摩擦力的大小为μs F'mz, 从而求出每个螺栓必须的最小预紧力F', 再按螺栓只受预紧力的强度公式计算。

以上是螺栓组受力的分析, 提供了设计工作的基本方法, 但是实际设计中应仔细分析, 以便获得正确的设计方案。

参考文献

[1]于惠力, 潘承怡, 向敬忠等.机械零部件设计禁忌[M].北京:机械工业出版社, 2008.

螺栓组连接设计 第2篇

钢结构高强度螺栓连接的 设计、施工及验收规程

JGJ 82—91 主编单位：湖北省建筑工程总公司 批准部门：中华人民共和国建设部

施行日期：1992年11月1日

关于发布行业标准《钢结构高强度螺栓连接 的设计、施工及验收规程》的通知

建标〔1992〕231号

各省、自治区、直辖市建委(建设厅)，计划单列市建委，国务院有关部、委：

根据原国家建工总局(82)建工科字第14号文的要求，由湖北省建筑工程总公司主编的《钢结构高强度螺栓连接设计、施工及验收规程》，业经审查，现批准为行业标准，编号JGJ82—91，自一九九二年十一月一日起施行。

本标准由建设部建筑工程标准技术归口单位中国建筑科学研究院归口管理，其具体解释等工作由湖北省建筑工程总公司负责。

本标准由建设部标准定额研究所组织出版。

中华人民共和国建设部 一九九二年四月十六日

目

次

第一章

总则

第二章

连接设计

第一节

一般规定

第二节

摩擦型连接的计算

第三节

承压型连接的计算

第四节

接头设计

第五节

连接构造要求 第三章

施工及验收

第一节

高强度螺栓连接副的储运和保管

第二节

高强度螺栓连接构件的制作

第三节

高强度螺栓连接副和摩擦面的抗滑移系数检验

第四节

高强度螺栓连接副的安装

第五节

高强度螺栓连接副的施工质量检查和验收

第六节

油漆

附录一

非法定计量单位与法定计量单位换算关系 附录二

本规程用词说明 附加说明

第一章

总

则

第1.0.1条

为使在钢结构工程中，高强度螺栓连接的设计、施工做到技术先进、经济合理、安全适用、确保质量，制定本规程。

第1.0.2条

本规程适用于工业与民用建筑钢结构工程中高强度螺栓连接的设计、施工与验收。

第1.0.3条

高强度螺栓连接的设计、施工及验收，除按本规程的规定执行外，尚应符合《钢结构设计规范》(GBJ17)、《冷弯薄壁型钢结构技术规范》(GBJ18)及《钢结构工程施工及验收规范》(GBJ205)的有关规定。

设计在特殊环境(如高温或腐蚀作用)中应用的高强度螺栓连接时，尚应符合现行有关专门标准的要求。

第1.0.4条

本规程采用的高强度螺栓连接副，应分别符合《钢结构用大六角头螺栓》(GB1228)、《钢结构用高强度大六角螺母型式与尺寸》(GB1229)、《钢结构用高强度垫圈型式与尺寸》(GB1230)、《钢结构用高强度大六角头螺栓、大六角螺母、垫圈技术条件》(GB1231)或《钢结构用扭剪型高强度螺栓连接副形式尺寸》(GB3632)和《钢结构用扭剪型高强度螺栓连接副技术条件》(GB3633)的规定。

第1.0.5条

在设计图、施工图中均应注明所用高强度螺栓连接副的性能等级、规格、连接型式、预拉力、摩擦面抗滑移系数以及连接后的防锈要求。当设计中选用两种或两种以上直径的高强度螺栓时，还应注明所选定的需进行抗滑移系数检验的螺栓直径。

第1.0.6条

在高强度螺栓施拧、构件摩擦面处理及安装过程中，应遵守国家劳动保护和安全技术等有关规定。

第二章

连接设计

第一节

一般规定

第2.1.1条

本规程采用以概率理论为基础的极限状态设计方法，用分项系数的设计表达式进行计算。高强度螺栓连接应按其不同类型分别考虑

下列极限状态：

一、摩擦型连接在荷载设计值下，连接件之间产生相对滑移，作为其承载能力极限状态；

二、承压型连接在荷载设计值下，螺栓或连接件达到最大承载能力，作为其承载能力极限状态；在荷载标准值下，连接件间产生相对滑移，作为其正常使用极限状态。

第2.1.2条

高强度螺栓连接宜按构件的内力设计值进行设计。必要时(如需与构件等强度连接)，也可按构件的承载力设计值进行设计。

第2.1.3条

高强度螺栓承压型连接不得用于下列各种构件连接中：

直接承受动力荷载的构件连接；

承受反复荷载作用的构件连接；

冷弯薄壁型钢构件连接。

第2.1.4条

对壁厚小于4mm的冷弯薄壁型钢，其连接摩擦面处理宜只采用清除油垢或钢丝刷清除浮锈的方法。

第2.1.5条

在同一设计项目中，所选用的高强度螺栓直径，不宜多于两种；用于冷弯薄壁型钢连接的高强度螺栓直径，不宜大于16mm。

第2.1.6条

高强度螺栓连接的环境温度高于150℃时，应采取隔热的措施予以防护。摩擦型连接的环境温度为100～150℃时，其设计承载力应降低10%。

所组成的并用连接(如梁柱刚节点中，梁翼缘与柱焊接，梁腹板与柱高强螺栓连接)并考虑其共同工作。

第2.4.2条

在不同板厚的连接处，应设置垫板，垫板两面均应作与母材相同的表面处理。当板厚差小于或等于3mm时，可参照表3.4.3所列方法处理。

第2.4.3条

在下列情况的连接中，高强度螺栓的数目应予以增加： 一、一个构件借助垫板或其他中间板件与另一构件连接的承压高强度螺栓数，应按计算增加10%；

二、搭接或用拼接板的单面连接的承压高强度螺栓数，应按计算增加10%；

三、在构件的端部连接中，当利用短角钢连接型钢(角钢或槽钢)的外伸肢以缩短连接长度时，在短角钢两肢中的一肢上，所用的高强度螺栓数，应按计算增加50%。

第2.4.4条

组合I字梁翼缘采用高强度螺栓连接时(图2.4.4)，宜采用高强度螺栓摩擦型连接，并按下列公式计算：

第3.2.3条

高强度螺栓的栓孔应采用钻孔成型，孔边应无飞边、毛刺。

第3.2.4条

高强度螺栓连接处板迭上所有螺栓孔，均应采用量规检查，其通过率为：

用比孔的公称直径小1.0mm的量规检查，每组至少应通过85%；用比螺栓公称直径大0.2～0.3mm的量规检查，应全部通过。

第3.2.5条

按第3.2.4条检查时，凡量规不能通过的孔，必须经施工

图编制单位同意后，方可扩钻或补焊后重新钻孔。扩钻后的孔径不得大于原设计孔径2.0mm，补焊时，应用与母材力学性能相当的焊条补焊，严禁用钢块填塞。每组孔中经补焊重新钻孔的数量不得超过20%。处理后的孔应作出记录。

第3.2.6条

加工后的构件，在高强度螺栓连接处的钢板表面应平整、无焊接飞溅、无毛刺、无油污。其表面处理方法应与设计图中所要求的一致。

第3.2.7条

经处理后的高强度螺栓连接处摩擦面，应采取保护措施，防止沾染脏物和油污。严禁在高强度螺栓连接处摩擦面上作任何标记。

第3.2.8条

经处理后高强度螺栓连接处摩擦面的抗滑移系数应符合设计要求。

第三节

高强度螺栓连接副和摩擦面的抗滑移系数检验

第3.3.1条

高强度螺栓连接副应进行以下检验：

一、运到工地的大六角头高强度螺栓连接副应及时检验其螺栓楔负载、螺母保证载荷、螺母及垫圈硬度、连接副的扭矩系数平均值和标准偏差。检验结果应符合《钢结构用高强度大六角头螺栓、大六角螺母、垫圈技术条件》(GB1231)规定，合格后方准使用。

二、运到工地的扭剪型高强度螺栓连接副应及时检验其螺栓楔负载、螺母保证载荷、螺母及垫圈硬度、连接副的紧固轴力平均值和变异系数。检验结果应符合《钢结构用扭剪型高强度螺栓连接副技术条件》(GB3633)规定，合格后方准使用。

第3.3.2条

摩擦面的抗滑移系数应按以下规定进行检验：

一、抗滑移系数检验应以钢结构制造批为单位，由制造厂和安装单位分别进行，每批三组。以单项工程每2000t为一制造批，不足2000t者视作一批，单项工程的构件摩擦面选用两种及两种以上表面处理工艺时，则每种表面处理工艺均需检验。

二、抗滑移系数检验用的试件由制造厂加工，试件与所代表的构件应为同一材质、同一摩擦面处理工艺、同批制作、使用同一性能等级、同一直径的高强度螺栓连接副，并在相同条件下同时发运。

三、抗滑移系数试件宜采用图3.3.2所示型式，试件的连接计算应符合本规程第二章规定。

四、抗滑移系数在拉力试验机上进行并测出其滑动荷载。试验时，试件的轴线应与试验机夹具中心严格对中。

五、抗滑移系数μ按下式计算：

格者，则整个节点的高强度螺栓应重新拧紧。

扭矩检查应在螺栓终拧1h以后、24h之前完成。

第3.5.2条

大六角头高强度螺栓施工质量应有下列原始检查验收记录：高强度螺栓连接副复验数据、抗滑移系数试验数据、初拧扭矩、终拧扭矩、扭矩扳手检查数据和施工质量检查验收记录等。

第3.5.3条

扭剪型高强度螺栓终拧检查，以目测尾部梅花头拧断为合格。对于不能用专用扳手拧紧的扭剪型高强度螺栓，应按大六角头高强度螺栓检查方法办理。

第3.5.4条

扭剪型高强度螺栓施工质量应有下列原始检查验收记录：高强度螺栓连接副复验数据、抗滑移系数试验数据、初拧扭矩、扭矩扳手检查数据和施工质量检查验收记录等。

第六节

油

漆

第3.6.1条

对于露天使用或接触腐蚀性气体的钢结构，在高强度螺栓拧紧检查验收合格后，连接处板缝应及时用腻子封闭。

第3.6.2条

经检查合格后的高强度螺栓连接处，应按设计要求涂漆防锈。

附录二

本规程用词说明

一、为便于在执行本规程条文时区别对待，对要求严格程度 不同的用词说明如下：

1.表示很严格，非这样作不可的用词； 正面词采用“必须”； 反面词采用“严禁”。

2.表示严格，在正常情况下均应这样作的用词： 正面词采用“应”；

反面词采用“不应”或“不得”。

3.表示允许稍有选择，在条件许可时，首先应这样作的用词：

正面词采用“宜”或“可”；

反面词采用“不宜”。

二、条文中指明必须按其他有关标准执行的写法为，“应按„执行”或“应符合„„的要求(或规定)”。非必须按所指定的标准执行的写法为，“可参照„„的要求(或规定)”。

附加说明

本规程主编单位、参加单位

主要起草人名单

主编单位：湖北省建筑工程总公司

参加单位：包头钢铁设计研究院

铁道部科学院

冶金部建筑研究总院

北京钢铁设计研究总院

主要起草人：柴

昶、吴有常、沈家骅

程季青、李国兴、肖建华

贺贤娟、李

螺栓组连接设计 第3篇

海底输油气管道是海上油气田开发生产系统的主要组成部分, 是连续输送大量油气最快捷、最安全和最经济可靠的运输方式。300m以浅的管道大多是通过潜水员直接操纵或以水下密封舱作为作业空间实施连接[1,2]。深水石油管道连接需依靠自动化连接机具完成, 法兰式连接是深水石油管道连接常用的方式。目前国外已开展了深水管道法兰连接机具的研究, 主要研究单位有美国Sonsub公司、挪威Acergy公司和瑞士All Seas Group 公司[3,4]。国内在深水管道连接机具方面研究较少, 因此研发一套具有自主知识产权的深水管道自动化连接机具具有重大意义。

成组螺栓引入是法兰连接机具设计的难点所在, 本文着重研究螺栓引入装置。近年来, 人们开展了螺栓装配技术方面的研究。文献[5,6]研究了用于汽车生产线零部件装配的螺栓拧紧系统, 螺栓处于竖直状态, 不受自身重力倾覆力矩影响, 加载头 (套筒扳手) 与螺栓的同轴度易于保证。文献[7]研究了机器人双臂协调操作实现螺栓装配, 其操作过程复杂, 不适用水下作业环境。本文设计了一套满足水下管道法兰连接机具作业需求的螺栓引入装置, 并对其进行动力学仿真和试验研究。

1 水下管道法兰连接机具螺栓引入装置结构方案分析

1.1 水下管道法兰连接机具总体方案

水下管道法兰连接机具结构设计采用模块化设计方法。通过系统的功能分析和结构分析, 将机具划分为外框架、内基架、螺栓库、螺母库、拉伸模块五大结构模块, 机具虚拟样机模型如图1所示。

1.管道1 2.卡爪 3.螺栓库 4.内基架 5.螺母库 6.拉伸模块 7.外框架 8.管道2

机具各部分功能如下:外框架为型钢焊接件, 承载其他各模块, 外框架两端固定两个卡爪, 工作时, 卡爪抱紧管道, 将机具定位于管道上;内基架包括支撑体、直线导轨、中间动力箱、工具库接口及轴向驱动装置, 从功能上实现三个工具库以管道轴线为基准的周向同步运动和轴向独立运动;螺栓库、螺母库和拉伸模块统称为工具库, 通过工具库接口悬挂于内基架的直线导轨上。工具库为三瓣式结构, 可闭合环抱或释放管道, 分别携带螺栓、螺母及液压拉伸器。

水下管道法兰连接机具作业过程如下:

管道法兰连接机具定位于管道上。在水下视频辅助下, 水下遥控潜水器 (remotely operated vehicle, ROV) 携带连接机具缓慢定位于管道上, 机具两端卡爪抱紧管道, 实现机具与管道的定位。螺栓库、螺母库、拉伸模块库体闭合。机具调孔, 探针机构插入旋转环法兰螺栓孔, 带动旋转环法兰旋转, 使其螺栓孔与固定法兰螺栓孔对齐。螺栓库携带螺栓并将其插入法兰螺栓孔。螺母库将螺母拧入螺栓。拉伸器模块拉伸螺栓, 螺母库拧紧螺母, 螺栓库释放螺栓, 工具库复位, 完成两法兰连接作业。

1.2 螺栓引入装置结构组成

在管道法兰连接机具的作业过程中, 20个螺栓需同时穿过固定法兰螺栓孔并旋转环法兰螺栓孔, 然后旋入螺母, 最后拉伸器需与螺栓贴合, 拉伸器的并帽旋入螺栓, 并拉伸螺栓使之产生预紧力。

根据API标准及作业要求, 海底石油管道直径为355.6mm (14英寸) , 法兰螺栓孔直径为42mm, 螺栓为M39×530, 螺母为M39, 拉伸器并帽为M39, 螺栓与螺母配合公差为M39 7H/6g, 其配合间隙为9～50μm。在深水可见度较差的作业环境下, 让螺栓能够快速可靠地引入法兰螺栓孔和螺母, 避免螺纹损伤, 显得尤为重要。为此, 采用一根齿轮轴驱动螺栓库、螺母库和拉伸模块做同步周向运动, 在机具装配时, 从机械结构上保证螺栓与螺母、拉伸器并帽的轴向对准精度, 降低水下对孔的作业难度, 提高作业可靠性。

根据水下法兰连接机具作业要求, 设计的螺栓引入装置结构如图2所示, 20套螺栓引入装置沿螺栓孔分布圆安装在螺母库上。其工作原理如下:马达通过一对齿轮传动, 驱动套筒扳手转动, 套筒扳手沿轴线加工内六方通孔, 螺母装入内六方通孔内, 并随套筒扳手转动。螺母套筒扳手内装有弹簧、弹簧导套、螺母、橡胶支撑环、尼龙导向套等构成柔性连接环节。橡胶支撑环支撑螺母, 使螺母与套筒扳手内壁有1mm的间隙, 使螺母具有柔顺适应性, 可以补偿螺栓与螺母的轴向偏差, 使螺栓成功引入螺母。

1.从动齿轮 2.基座 3.弹簧 4.弹簧导套 5.橡胶支撑环 6.螺母 7.尼龙导向套 8.套筒扳手 9.马达 10.主动齿轮

弹簧的作用为:螺栓引入瞬间, 减小螺栓与螺母的相互冲击;螺栓引入过程中, 补偿由于20个马达转动不同步所导致的螺母螺旋进给位移偏差。弹簧选用圆柱螺旋压缩弹簧, 材料为65Mn, 根据作业要求, 设计弹簧的基本参数如表1所示。

尼龙导向套为三瓣式结构, 在螺栓引入螺母后, 螺母前进带动尼龙套从套筒扳手上脱落。尼龙导向套的作用如下:尼龙套与套筒扳手过盈配合可防止螺母从套筒扳手中脱落;弹簧的预压力将螺母端面与尼龙套的端面紧贴, 以保证螺母的轴心与套筒扳手轴心对齐;尼龙具有良好的柔韧性, 螺栓引入螺母时尼龙导向套起导向作用并可避免螺纹损伤。

1.3 尼龙导向套过盈量的确定

尼龙导向套与套筒扳手是过盈配合, 过盈量的确定是一个复杂过程[8], 若过盈量过小, 尼龙导向套不能将螺母限位在套筒扳手中, 螺母端面会发生偏转, 不能保证螺母与螺栓的同轴度;若过盈量过大, 产生的摩擦力超过了螺母螺旋运动传递的最大轴向力, 尼龙导向套不能被挤出, 导致螺母不能拧至法兰端面。因此, 需合理确定尼龙导向套与套筒扳手的过盈配合。

尼龙导向套端面承受的轴向力为

Fz=G+FT=15.86N

式中, G为螺母的重力, 其值为5.86N;FT为弹簧的预压紧力, 其值为10N。

传递载荷所需的最小结合压力为

$p{}_{\text{f}\min }=\frac{1.4F{}_{\text{z}}}{\text{π}d{}_{\text{f}}l{}_{\text{f}}\mu }$ (1)

式中, df为尼龙导向套与套筒扳手的结合直径;lf为结合长度;μ为摩擦因数。

传递载荷所需的最小有效过盈量为

$\delta {}_{\text{e}\text{m}\text{i}\text{n}}=e{}_{\text{a}\text{m}\text{i}\text{n}}+e{}_{\text{i}\text{m}\text{i}\text{n}}=p{}_{\text{f}\min }\frac{d{}_{\text{f}}}{E{}_{\text{a}}}C{}_{\text{a}}+p{}_{\text{f}\min }\frac{d{}_{\text{f}}}{E{}_{\text{i}}}C{}_{\text{i}}$ (2)

式中, 下标a表示套筒扳手参数, i表示尼龙导向套参数;eamin、eimin为传递载荷所需的最小直径变化量;Ca、Ci为量纲一系数, 由套筒扳手与尼龙导向套的直径比与泊松比决定;Ea为套筒扳手的弹性模量;Ei尼龙导向套的弹性模量。

尼龙导向套不产生塑性变形所允许的最大结合压力为

pf max=b σsi (3)

式中, b为量纲一系数, 由尼龙导向套的直径比决定;σsi为尼龙的抗压强度, σsi=56MPa。

尼龙导向套不产生塑性变形所允许的最大直径变化量为

$\delta {}_{\text{e}\text{m}\text{a}\text{x}}=e{}_{\text{a}\text{m}\text{a}\text{x}}+e{}_{\text{i}\text{m}\text{a}\text{x}}=\frac{p{}_{\text{f}\max }d{}_{\text{f}}}{E{}_{\text{a}}}C{}_{\text{a}}+\frac{p{}_{\text{f}\max }d{}_{\text{f}}}{E{}_{\text{i}}}C{}_{\text{i}}$ (4)

由机具设计要求并查阅机械设计手册可确定上述公式的参数数值如下:df=68mm, lf=25mm, μ=0.05, Ca=6.507, Ci=2.016, b=0.3。将数值代入式 (1) ～式 (4) 可得, δemin=0.008mm, δemax=1.061mm。

基本过盈量δb应满足下式:

δemin<δb< (δemin+δemax) /2 (5)

由式 (5) , 并结合机具设计要求, 初选基本过盈量为0.02mm。扳手套筒与尼龙导向套采用基孔制配合, 选定配合为$\frac{\text{Η}7}{\text{r}6}$, 查机械设计手册可得, δmin=0.013mm>δemin, δmax=0.062mm<δemax, 满足设计要求。

2 螺栓引入动力学模型的建立

2.1 螺栓装配速度分析

螺母库携带螺母做直线进给运动, 马达带动螺母做旋转运动, 实现螺母的螺旋运动。假定螺栓为单线螺纹螺栓, 那么螺母库直线运动线速度v和螺母旋转运动角速度ω间有一定的对应关系。由机械设计理论可知, 单线螺纹螺母每旋转一圈的同时, 沿螺栓前进一个螺距P, 则有

P=vT (6)

ω=2π/T (7)

式中, T为螺母旋转一周的时间。

由式 (6) 和式 (7) 可得

ω=2πv/P (8)

马达的转速n与螺母库的前进速度v之间的关系为

n=60ω/ (2πi) =60v/ (iP) (9)

式中, i为主动齿轮与从动齿轮的传动比。

2.2 螺栓引入碰撞过程动力学模型

螺栓库携带螺栓引入螺母的过程中两者存在接触和碰撞。由于螺栓库质量为826kg, 具有很大的惯性, 在结构和控制系统设计时, 应考虑两者的碰撞。螺栓引入碰撞过程分析模型如图3所示。根据碰撞过程中的能量守恒, 碰撞后瞬间系统具有的机械能、弹性势能变化等于整个过程中主动力Ft、摩擦力f、流体阻尼力fc做功之和:

式中, m1为螺栓库的质量;m′1为螺栓库流体附加质量;m2为螺母质量;m′2为螺母流体附加质量;v0为碰撞前螺栓库的速度;K为等效弹簧刚度;Ft为液压缸推力;f为摩擦力;Wfc为整个过程中阻尼力做的功。

利用Morison公式计算流体阻尼力, 则机具系统的运动方程为

$({\rm M}+{{\rm M}}^{\prime })\ddot{{\displaystyle x}}+c\dot{x}+\rho {}_{\text{w}}C{}_{\text{d}}A{}_{\text{d}}|\dot{x}|\dot{x}+kx=f(t)(11)$

式中, M为系统质量;M′为系统流体附加质量;c为结构阻尼常数;ρw为流体黏度系数;Cd为流体阻尼常数, 取为0.6;Ad为结构有效受力面积;k为结构刚度;f (t) 为作用载荷。

式 (11) 存在非线性流体阻力项$\rho {}_{\text{w}}C{}_{\text{d}}A{}_{\text{d}}\cdot |\dot{x}|\dot{x}$。为了便于求解, 将其等效为线性黏滞阻尼力[9]:

$\rho {}_{\text{w}}C{}_{\text{d}}A{}_{\text{d}}|\dot{x}|\dot{x}=\frac{8}{3\text{π}}\rho {}_{\text{w}}C{}_{\text{d}}A{}_{\text{d}}x{}_{\text{s}\text{t}}({\omega }^{\prime }){\omega }^{\prime }\dot{x}$ (12)

式中, ω′为结构的自振频率;xst (ω′) 为静态位移。

将式 (12) 代入式 (11) 可得

${\rm M}\ddot{{\displaystyle x}}+(c+\frac{8}{3\text{π}}\rho {}_{\text{w}}C{}_{\text{d}}A{}_{\text{d}}x{}_{\text{s}\text{t}}({\omega }^{\prime }){\omega }^{\prime })\dot{x}+kx=f(t)(13)$

将阻尼力沿位移路径数值积分可得到阻尼力做的功Wfc。

3 螺栓引入装置作业过程动力学仿真

3.1 螺栓引入装置ADAMS建模

螺栓引入装置结构复杂, 不便于在ADAMS里直接建立模型。利用三维建模软件INVENTOR建立系统模型, 通过计算机图形交换格式软件 (IGES) 导入到ADAMS中[10], 定义模型属性, 设置刚体质量、转动惯量等参数, 并创建运动副。在设置刚体的质量参数时, 考虑了流体的附加质量, 水的附加质量以附加密度的形式加到结构上。建立的ADAMS模型如图4所示。为了检测螺栓与螺母碰撞, 在螺栓与螺母间添加了传感器。

3.2 螺栓引入装置样机作业过程动力学仿真

在建立了螺栓引入装置的ADAMS模型后, 对模型添加驱动, 进行动力学仿真。

根据液压马达最低稳定转速要求设定其转速为n=1.57rad/s, 由式 (9) 得螺母沿螺栓轴向的移动速度为v=2.1mm/s。

通过动力学仿真, 可得螺母和套筒扳手的位移曲线, 如图5所示。在开始阶段, 螺母和套筒扳手在液压缸的驱动下以较快的速度移动。36s时位移曲线斜率减小, 表明液压缸开始减速运动。螺母在38.6s时和螺栓碰撞, 螺母位移曲线在38.6～40s时有一段波动。此时, 螺母压缩弹簧后移, 在螺母的旋转下, 39.9s时螺栓引入螺母, 在螺纹副的作用下, 螺母继续向前移动。套筒扳手位移在82～94s之间有一段水平线, 表明此时液压缸停止前进, 螺母在液压马达及螺纹副的作用下前进, 将尼龙导向套从套筒扳手里挤出。为了防止螺母从套筒扳手里脱离, 96s后液压缸以2.5mm/s的速度前进, 112s时套筒扳手到达法兰端面, 液压缸停止进给运动。螺母则在液压马达驱动下继续前进, 直至紧贴法兰端面。

套筒扳手的速度和加速度曲线如图6所示, 可见套筒扳手运动速度变化过程平稳。0～36s套筒扳手以5mm/s的速度前进。为了减小螺栓与螺母的碰撞力, 36s后套筒扳手做减速运动, 速度减至2.2mm/s。82～94s套筒移动速度为0, 停止前进。94s以后增速, 以2.5mm/s移动。112s时, 套筒到达法兰端面, 停止前进。在96s时加速度达最大值, 最大加速度为1.78mm/s2, 满足设计要求。

为了分析螺栓与螺母接触时产生的碰撞力, 在螺栓与螺母间设置接触约束。测得螺栓引入过程与螺母的碰撞力曲线如图7所示。由图7可以看出, 螺母在38.6s时和螺栓碰撞, 最大碰撞力为173.9N。经计算, 该碰撞力不能损伤螺纹, 满足设计要求。碰撞过程在39.9s即螺栓引入螺母时结束。

将螺栓引入试验装置的具体参数和动力学仿真初始条件代入式 (10) 、式 (13) , 可得螺栓与螺母的最大碰撞力为186.5N, 大于动力学仿真所得到的最大碰撞力, 二者误差为5.52%。经分析, 该误差是由于在ADAMS仿真时, 计算套筒扳手的附加质量时将其简化为圆柱体产生的误差所致。

弹簧在螺栓引入过程中可以缓冲螺栓与螺母相撞的冲击, 弹簧的受力与变形曲线如图8所示。在初始阶段, 弹簧受到10N预压紧力, 使螺母端面紧贴尼龙导向套端面, 防止螺母在套筒扳手里发生倾斜。螺栓与螺母接触碰撞过程中, 弹簧受到最大压力为103N, 小于最大碰撞力173.9N, 这是由于螺母与套筒扳手间存在摩擦力的缘故。螺栓引入螺母后, 由于套筒扳手的进给速度大于螺母的螺旋进给速度, 弹簧受压缩, 其最大压缩量为5.1mm, 在弹簧的压缩量范围之内。82s时, 套筒扳手停止运动, 螺母继续沿螺栓轴向移动, 弹簧逐渐恢复原长。在随后运动过程中, 弹簧做微幅振动。

4 螺栓引入试验

为了验证螺栓引入方案的可行性, 设计了螺栓引入装置试验样机, 如图9所示。试验样机由基座1、把手2、滑块3、导轨4、直线伺服电动推杆5、套筒扳手6、马达7、螺栓8组成。液压马达由比例阀控制, 可精确调速。为了精确控制套筒扳手进给速度, 采用直线伺服电动推杆提供进给运动。

螺栓引入试验过程如图10所示。

(1) 电动推杆带动套筒扳手以5mm/s的速度靠近螺栓。

(2) 套筒扳手将要靠近螺栓时, 电动推杆减速并以2.2mm/s的速度前进, 使螺栓引入尼龙导向套。

(3) 马达启动, 带动螺母转动;同时, 电动推杆带动套筒扳手前进, 使螺母与螺栓接触, 二者发生碰撞, 压缩弹簧。在弹簧的推力下, 马达驱动螺母旋入螺栓, 如图10b所示。

(4) 直线电动推杆和马达以式 (9) 确定的配合速度运动, 使螺母和螺栓完成螺旋运动, 如图10c所示。

(5) 运动一段距离后, 液压缸停止运动;马达继续带动螺母转动, 螺母克服尼龙导向套和套筒扳手过盈配合产生的摩擦力, 驱动其移动, 如图10d所示。当尼龙导向套离开套筒扳手时, 三瓣式尼龙导向套自动从螺栓上脱离, 如图10e所示。

(6) 马达继续驱动螺母转动, 螺母沿螺栓轴向螺旋运动直至紧贴法兰端面 (虚拟) , 螺栓引入过程完成, 如图10f所示。

为了验证螺栓引入成功概率, 在螺栓引入装置上进行了30次引入试验, 螺栓均能成功引入螺母。

5 结论

(1) 设计了螺栓引入装置, 实现了螺栓引入功能, 可应用于水下管道法兰连接机具。

(2) 建立了螺栓引入螺母碰撞过程的数学模型, 为螺栓引入螺母的运动控制提供了理论基础。

(3) 螺栓引入装置系统的多体动力学仿真结果表明, 套筒扳手的进给速度略大于螺母沿螺纹副的直线运动速度, 可以保证螺母成功引入螺栓, 同时可防止螺母从套筒扳手里脱离。

(4) 螺栓引入试验表明, 设计的螺栓引入装置能够快速可靠地引入螺栓。

摘要：为解决水下石油管道法兰连接机具20个螺栓同时引入螺母的难题, 根据水下管道法兰连接机具作业需求, 设计了螺栓引入装置, 通过设置弹簧、尼龙导向套和橡胶支撑环, 保证螺栓可靠地引入螺母。针对水下作业环境, 建立了螺栓引入螺母碰撞过程的数学模型。运用ADAMS动力学仿真软件, 建立螺栓引入装置系统多体动力学模型, 并对其作业过程进行动力学仿真, 得到了螺栓引入螺母过程的速度、位移曲线, 为机具的实际作业运动控制提供依据。碰撞过程的仿真结果表明, 单组螺栓与螺母的碰撞力为173.9N, 弹簧最大压缩量为5.1mm, 满足系统设计要求。在螺栓引入装置试验样机上进行螺栓引入试验, 结果表明螺栓能成功引入螺母, 验证了螺栓引入装置结构设计的合理性。

关键词：螺栓组,螺栓引入装置,结构设计,ADAMS,动力学仿真

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