Определение допустимых динамических нагрузок на трубопроводы

Авторы: Заслуженный изобретатель РФ, д.т.н., Х.Н. Низамов; к.т.н. В.Н. Применко; Л.В. Колычев; Российский университет дружбы народов

Журнал «Двойные Технологии», №4, 2000г.

В процессе эксплуатации трубопроводных сис­тем различного назначения неизбежно возникают ин­тенсивные волновые (колебания давления, гидроуда­ры) и вибрационные процессы в результате работы насосных агрегатов, изменения режима их работы, срабатывания запорной арматуры, аварийных отклю­чений электропитания, ошибочных действий обслу­живающего и ремонтного персонала и т.п., которые приводят к возникновению переменных во времени напряжений в стенках трубопроводов и появлению, с течением времени, усталостных и коррозионно-усталостных трещин в местах сварных соединений или каких-либо малозаметных дефектов, являющихся концентраторами напряжений (царапины, задиры и пр.)

Все эти факторы, как правило, не учитываются при проектировании трубопроводных систем. Так, например, при проектировании магистральных тру­бопроводов [1] учитываются все действующие на трубопровод нагрузки - изменение температуры, вес засыпки, ветровые и снеговые нагрузки и т.п., за ис­ключением динамического характера нагружения стенки трубопровода в процессе эксплуатации. В нормативных документах различных отраслей про­мышленности, в основном, регламентируются допус­тимые уровни вибрации трубопроводов. Так согласно нормам Мингазпрома [2] аварийный уровень вибра­ции оценивается значением виброскорости V_e=18 мм/с, а предупредительный превышением V_e=41 мм/с. По нормам Союзкомрессомаша для участков трубопроводов более 0.5 м размах виброперемещений ограничен величиной 0.5 мм, а нормам и ГАНГ им. Губкина для трубопроводов поршневых компрессор­ных машин вводится к этой величине поправочный коэффициент равный 0.75. Требования к пульсациям давления в этих документах отсутствуют.

Необходимо отметить, что в нормативных доку­ментах многих отраслей промышленности отсутствуют не только ограничения на пульсации давления, но и ограничения на вибрации.

В то же время в последние годы замена изношен­ных трубопроводов ведется крайне низкими темпами. При отсутствии регламентирующих ограничений на допустимые динамические нагрузки это приводит к ежегодному увеличению количества аварий на тру­бопроводах на 7-10% (по данным ежегодных докла­дов о состоянии окружающей среды в РФ).

Для определения напряжений в стенках трубо­провода будем полагать, что помимо постоянного ра­бочего давления Р_р на него действуют переменные во времени нагрузки — пульсации давления и вибрация.

Напряжения от пульсаций давления могут бить определены по формулам:

Максимальное напряжение, вызванное вибраци­ей трубопровода, можно определить, используя зависимость [3]:

Суммарное напряжение в осевом направлении от действия пульсаций давления и вибрации:

σ_t=σ_Δрt+σ_V.

Таким образом трубопровод находится в слож­ном напряженном состоянии, характеризуемом дейст­вием циклического изгиба от вибрации и растяжени­ем стенки трубопровода от пульсаций давления.

При двухосном напряженном состоянии запас усталостной прочности трубопровода можно определить по формуле Гафа и Полларда, которая примени­ма и в случаях синфазного изменения σ_t и σ_тр:

Коэффициенты асимметрии цикла:

r_т=(Р_р-ΔР)/(Р_р+ΔР);
r_t =(Р_рD/(2δ–σ_t)/(Р_рD/(2δ)+σ_t).

Допускаемые амплитуды напряжений в стенке трубопровода можно вычислить по формулам:

где σ_В — предел прочности; σ_-1 — предел выносливости при симметричном цикле нагружения; β — коэффици­ент, учитывающий влияние состояния поверхности трубопровода на предел выносливости: для новых трубопроводов β=0.80-0.85, а для подверженных коррозии может уменьшаться до величины β=0.5; k — коэффициент концентраций напряжений.

Величину σ_-1 можно определить, используя спра­вочные данные, либо по формуле Мэнсона [4]:

σ_-1=1,75σ_В/N^0,12

где N — число циклов нагружения.

Методику определения допустимых динамиче­ских нагрузок на трубопровод рассмотрим на кон­кретном примере. На первом энергоблоке Калинин­ской АЭС наблюдались повышенные уровни виб­рации маслопровода в системе гидростатического подъема ротора турбины типа К-1000-60/1500. Источ­никами вибрации маслопровода являются пульсации потока на основной частоте работы поршней насоса типа НРЗ 1250/32 (98,5 Гц).

Проведенные измерения показали, что макси­мальный уровень среднеквадратичного значения виброскорости составляет V_e=80 мм/с, а амплитуда пульсаций давления масла ΔР=1,03 МПа, при ра­бочем давлении 8,0 МПа. Наружный диаметр масло­провода D=89 мм, толщина стенки δ=5 мм, матери­ал ст. 20 (σ_В=480 МПа; σ_-1=195 МПа).

Запас усталостной прочности трубопровода, должен быть не менее n=2,0. Полагая n_т=n₁ полу­чим:

Таким образом напряжения, вызываемые пульса­циями давления, являются недопустимыми. Для га­шения волновых и вибрационных процессов в трубо­провод непосредственно за насосом и в общий кол­лектор были установлены стабилизаторы давления типа СД-12-80, которые позволили уменьшить ампли­туду пульсаций давления до величины ΔР=0,12 МПа, а среднеквадратичное значение виброскорости до V_e=14 мм/с.

Расчеты показывают, что установка стабили­заторов позволила уменьшить напряжения от пульса­ций давления и вибраций до величины σ_Δрт=2,0 МПа и σ_t=1,64 МПа, что значительно ниже допустимых напряжений, и обеспечить безаварийную эксплуата­цию системы гидростатического подъема ротора тур­бины К-1000-60/1500.

Литература

1. СНиП 2.05.06 - 85 Магистральные трубопрово­ды. Госстрой СССР - М.: ЦИТП Госстроя СССР, 1988г.
2. Нормы вибрации трубопроводов технического газа КС с центробежными нагнетателями. - М.: Мингазпром, 1985г.
3. Самарин А.А. «Вибрации трубопроводов энер­гетических установок и методы их устранения» - М.: Энергия, 1979г.
4. Вибрация в технике. Т. 3. - М.: Машинострое­ние, 1980г.