9장 용접, 접착제 등 영구적 체결부

용접기호

　용접물은 원하는 형상으로 미리 절단된 금속부재를 서로 용접하여 제조된다. 용접과정 동안 부품들은 주로 지그를 쓰거나 조여사 상호 고정된 상태에서 결합된다. 용접과정은 미국용접학회(AWS)에서 표준화한 용접기호를 사용하여 작업도면에 정확히 명시되어야 한다.

　화살표는 용접될 이음을 가리킨다. 용접기호에는 다음의 정보가 포함되어 있다.

• 기선
• 지지선, 화살표
• 기본 용접기호

  

• 치수표시 및 관련자료
• 보조기호
• 다듬질방법기호
• 꼬리
• 특별지시사항

　용접이음의 화살표 쪽은 화살표가 가리키는 선, 변, 면적 또는 부재 쪽을 의미한다. 화살표쪽의 반대는 반대쪽 또는 맞은편 쪽이라고 한다.
　다음 그림들은 주로 사용되는 용접형태가 예시되어 있다.

　일반적으로 필렛용접이 많이 사용되며 맞대기용접은 압력용기를 설계할 때 사용된다. 이음될 부품은 용접을 위한 공간이 충분히 확보되도록 배치되어야 한다. 만일 불충분한 공간 또는 특이단면형상으로 인해 이상한 이음이 될 수밖에 없다면, 설계자는 더 좋은 방법이 없는지 다시 검토해야한다.
　용접작업 동안 열이 가해지기 때문에 용접부위의 금속모재에는 금속학적 변화가 발생된다. 또한, 용접작업 동안 구속상태(예: 부재를 붙잡음) 또는 용접순서의 차이에 따라 다른 크기의 용접잔류응력이 발생할 수 있다. 일반적으로 이러한 잔류 응력은 우려할 만큼 심각하지 않다. 용접 후 간단한 열처리를 통하여 잔류응력을 감소시킬 수 있다.

맞대기용접과 필렛용접

　위 그림의 a는 인장하중($F$)을 받는 한쪽면 V형홈용접을 나타낸다. 인장 또는 압축 하중에 의한 평균수직응력은 $\sigma = \frac{F}{hl}$이며, $h$는 용접목두께, $l$은 용접길이이다. $h$값은 용접 덧붙임길이를 포함하지 않는다. 덧붙임의 존재가 유용할 수도 있지만, 크기가 일정하지 않으면 용접계면(a의 A점)에서 응력집중을 발생시킨다. 피로하중이 가해지면 덧붙임부분을 갈아 없애는 것이 좋다.
　맞대기용접에서 전단하중(b)으로 인한 평균응력은 식 $\tau = \frac{F}{hl}$과 같다.

　위 그림의 왼쪽은 전형적인 횡필렛용접의 예이다. 용접이음부위를 확대하여 자유물체도를 오른쪽에 표시하였다. 각$\theta$에서 각 용접부위의 하중은 수직력($F_n$)과 전단력($F_s$)으로 구성된다. $x, y$각 방향에 대한 하중분력의 합은 $F_s = F \sin\theta$, $F_n = F \cos\theta$와 같다.

　위 식에서 $\tau$와 $\sigma^{\prime}$의 결과를 평가하는 데 유용한 실험 및 해석 결과가 몇 가지 있다.

　왼쪽 그래프는 용접의 AB 및 BC선을 따라 응력분포를 개략적으로 표시했다. A, B점의 수평위치와 B점의 수직위치에서 응력집중현상이 관찰된다. A 및 B점에서 응력값을 정확히 측정할 수는 없다. 오른쪽 그래프는 필렛용점 목부분에서의 응력분포를 제시하였다. 이 결과가 중요한 이유는 설계에서 사용되는 것이 목응력이기 때문이다. 점 B에서 응력집중이 발생한다. 용접이음은 안전하게 설계되어야 한다. 별도의 실험에 의하여 안정성이 입증된, 단순하고 안전한 해석모델은 다음과 같다.

　조합하중의 경우, 아래의 순서에 따라 용접부 설계를 검토한다.

토크를 받는 용접부의 응력

　위 그림은 캔틸레버가 기둥에 상, 하부 필렛용접(길이 $l$)된 상태이다. 캔틸레버의 지지반력은 전단력($V$)과 모멘트($M$)로 구성된다. 전단력은 용접부에 주전단응력($\tau^{\prime}$)을 발생시킨다. 식 $\tau^{\prime} = \frac{V}{A}$에서 $A$는 용접 전체의 목단면적이다. 용접에서의 모멘트는 2차전단(비틀림)을 발생시키며, 그로 인한 응력($\tau^{\prime \prime}$)이 발생된다. 식 $\tau^{\prime \prime} = \frac{Mr}{J}$에서 $r$은 용접 전체의 도심으로부터 용접부의 임의 위치까지의 거리이다. $J$는 용접 전체의 도심에 대한 용접부 극단면 2차모멘트값이다. 용접의 크기를 알면 이와 같은 식들을 풀 수 있고, 그 결과를 합쳐서 최대 전단응력을 구할 수 있다. $r$은 주로 용접 전체의 도심으로부터 가장 먼 거리를 의미한다.
　다음 그림에서 두 곳(상부, 좌측면)의 용접부가 있다.

　직사각형은 용접목단면을 의미한다. 용접 1 및 용접 2의 목두께는 각각 $t_1 = 0.707h_1, t_2=0.707h_2$가 된다. 여기서 $h_1, h_2$는 각 용접의 크기이다. 이를 이용해 용접 전체에 대한 극단면 2차 모멘트 $J$를 구할 수 있다. 용접크기가 주어질 때, 도심으로부터 가장 먼 용접위치까지 거리($r$)과 $G$점에 관한 모멘트($M$) 크기를 결정하여 $\tau^{\prime \prime}$을 구한 후, $\tau^{\prime}$과 벡터합성하여 최대전단응력크기를 계산하다.
　위 식에서 다음과 같은 관계를 알 수 있다.

　다음은 자주 사용되는 용접 형상에 대하여, 목단면적값과 단위폭당 극단면 2차모멘트값($J_u$)를 정리하였다.

　다음 예제를 보자.

굽힘을 받는 용접부의 응력

　위 그림에서 왼쪽은 상하부 필렛용접된 캔틸레버이며, 용접부에는 전단반력($V$)과 모멘트반력($M$)이 있다. 용접부에 발생되는 주전단응력은 $\tau^{\prime} = \frac{V}{A}$이며, 식에서 $A$는 전체 목단면적이다.
　모멘트 $M$은 용접부위에 횡전단응력성분을 발생시킨다. 위 그림의 오른쪽은 두 용접부를 선으로 가정하면, 단면에 대한 단위폭당 단면 2차 모멘트, 용접 목단면적에 대한 단면 2차모멘트($I$), 공칭 목전단응력을 구할 수 있다.

　변형에너지 이론의 경우는 계수가 1.197이고, 최대전단응력 이론에서는 계수가 1.207이다. 이 모델결과에서는 계수가 1.414이다. 이 모델의 안정성은 1.414가 단순히 1.197 또는 1.207보다 크기 때문이 아니라, 이 모델의 유용성을 입증하기 위한 별도의 실험에서 본 계수 1.414가 충분히 커서 안전하다고 나타났기 때문이다.

용접부의 강도

　용접봉 특성이 모재금속 특성과 잘 맞도록 하는 작업은 주로 용접속도, 작업자 조건, 완성된 이음의 외관만큼 중요하지 않다. 용접봉의 특성은 당양하게 변화하며, 다음은 몇 가지 용접봉의 최소 특성을 요약하였다.

　다음은 다양한 하중조건에 대하여 AISC코드에서 허용응력을 계산하는 것을 허용한다.

　다음에 나열되어 있는 피로응력집중계수의 사용을 추천한다.

　다음은 정하중과 최소 필렛크기가 정리되어 있다.

정하중

　다음 예제를 통해, 일반해석법과 용접코드해석법에 의한 결과를 비교하고 대조해본다.

피로하중

　용접이음에서의 피로하중 예제는 다음과 같다.

저항용접

　서로 압착되는 몇 부재에 전류를 통과시킬 때 발생되는 열로 인한 용접을 저항용접이라고 한다. 점용접과 심용접이 주로 사용되는 저항용접이다. 저항용접의 장점은 속도, 시간과 열의 정확한 조절, 용접의 균일함, 우수한 용접강도 등이다. 또한, 저항용접공정은 자동화가 용이하며, 용가재나 용제가 불필요하다.
　점용접과 심용접(봉합용접) 공정은 다음 그림에서 개략적으로 보여주고 있다.

　작업물이 회전용접봉 사이를 통과할 때 전류가 펄스형태로 가해지기 때문에, 심용접은 실질적으로 점용접을 연속으로 겹치기 한 것이다. 저항용접물이 파손되는 경우는 용접된 부분이 전단을 받거나 용접주위 금속이 찢겨짐에 의해서이다. 찢겨짐의 가능성 때문에 저항용접이음에는 인장력이 발생되지 않도록 하여야 한다. 따라서, 점용접/심용접은 주로 전단하중을 받도록 설계된다. 그러면, 전단응력은 단순히 하중을 점용접단면적으로 나눈 값이다. 용접된 부재의 얇은 판쪽에서 찢김이 발생될 수 있기 때문에, 점용접의 강도는 얇은 판의 두께에 근거하여 용접한 점당의 하중으로 명시될 수 있다. 실험에 의하여 그런 용접강도를 정확하게 결정할 수 있다.

접착제 이음

　접착제는 기계적 결합요소나 용접과 함께 사용되거나 그 이음을 대체하여 무게절감, 밀봉능력 향상, 부품 수와 조립시간 단축뿐 아니라, 피로와 부식에대한 저항성이 높아지게 할 수도 있어 설계자에게 맞춤 조립할 수 있는 기회를 제공한다. 다음은 요즘 자동차에 사용되는 접착제의 다양한 위치를 보여준다.

　적절한 공정과 잘 설계된 이음에서 접착제의 사용으로 상당한 무게절감이 가능하다. 기계적 결합요소를 줄임으로써 결합요소무게와 결합용 구멍에서의 응력집중을 없앨 수 있으며, 작은 치수의 판을 사용하게 되어 무게절감이 가능하다.

접착제의 형태

　다양한 종류의 접착제가 있다. 화학성분, 형태, 유형, 하중지지 능력에 따라 분류된다. 다음은 접착제의 중요 강도값을 표시한다.

응력분포

　접착제이음에서 바람직한 설계는 접착제가 인장보다는 전단하중을 받도록 설계하는 것이다. 접합은 인장하중보다는 전단하중에서 강도가 더 크기 때문이다. 일반적인 겹치기이음 개략도가 다음과 같다.

　단일 겹치기이음에서 편심 굽힘현상으로 인한 해석의 복잡성을 피하기 위하여, 대칭 양쪽 겹치기이음을 고려한다. 다음은 양쪽겹치기이음에서 전단응력분포를 보여준다.

　하중편심이 단일 겹치기이음에서 발생되는 응력의 주된 원인이다. 접착재에서의 굽힘현상은 주어진 전체결합면적에 대해 양쪽 겹치기이음에 발생되는 응력의 두 배까지 발생시킬 수 있다. 또한, 벗겨짐(분리, 박리)응력이 꽤 클 수 있어서 이음파손의 원인이 된다. 접착제의 소성굽힘은 높은 변형률을 발생시킬 수 있기 때문에, 연성의 접착제가 견디지 못하고 접착파손이 되기도 한다. 겹치기되는 접착재의 끝부분에 발생되는 굽힘응력은 접착재에 발생되는 평균응력의 4배까지 될 수 있기 때문에, 설계단계에서 고려하여야 한다. 다음은 ASTM D1002 시편에서 해당하는 단일 겹치기이음의 전단응력, 벗겨짐 응력을 나타내고있다.

　전단응력이 Volkersen의 해석 결과보다 훨씬 크게 나타난 이유는 접착제의 굽힘으로 인하여 접착제 내에 변형률이 증가되었기 때문이다.

접착이음설계

　다음은 접착이음에서 개선된 설계 예를 나타낸다.