РАЗРУШЕНИЕ ТРУБОПРОВОДНЫХ СИСТЕМ, ПОДВЕРЖЕННЫХ



ВИБРАЦИОННЫМ ВОЗДЕЙСТВИЯМ

 

 

Н

а примере усталостных испытаний образцов с одновременным воздействием вынужденных колебаний в данной работе показано, что одной из причин разрушения трубопроводов нагнетательной линии насосов и компрессоров являются вынужденные колебания, которые существенно снижают их долговечность, достигая области резонансных частот.

Трубопроводы являются одним из самых распространенных видов транспорта на установках нефтеперерабатывающей и химической промышленности, поэтому их надежность играет большую роль в обеспечении работоспособности и безопасности технологических установок.

Проблема разрушения трубопроводов описывается в ряде публикаций [1,2,3]. Авторами [1] рассмотрены нелинейные поперечные колебания трубопроводов под действием бегущих волн в жидкости. Одним из отрицательных воздействий на надежность трубопроводных систем являются вынужденные колебания, которые возникают вследствие пульсации потока рабочей среды, вибрации сопряженного насосно-компрессорного оборудования [1]. При совпадении частоты вынужденных колебаний с собственной частотой колебаний трубопровода возникает условие резонанса газодинамического (гидродинамического) происхождения, в результате амплитуда колебаний значительно возрастает [2].

Неполная загрузка технологических установок, обусловленная изменением структуры потребления сырья на предприятиях, приводит к изменению режимов нагружения оборудования и увеличению его остановов. На фоне этих проблем стали возникать дефекты, характер которых не находит объяснения [3]. В большей степени это относится к технологическим трубопроводам, обвязывающим насосно-компрессорное и реакторное оборудование, которое имеет нестационарное изменение напряженного состояния. Традиционный подход [4,5] к расчету долговечности технологических трубопроводов становится недостаточным, так как не позволяет учесть такие факторы, как влияние динамики транспортируемой среды, нагрузки от сопряженного оборудования и реальное техническое состояние системы. В связи с вышеизложенным, особое значение приобретает такой подход к обеспечению долговечности технологических трубопроводов, который позволил бы учесть весь необходимый комплекс оценочных характеристик и включал бы зависимость надежности трубопроводной системы от вынужденных колебаний.

В целях научно обоснованного принятия мероприятий по снижению отрицательного влияния вибрации, необходимо исследовать процесс разрушения металлов, подверженных одновременному воздействию изменяющихся нагрузок и вынужденных колебаний, установить закономерности влияния на этот процесс резонансных частот.

Для обоснования причин преждевременного разрушения трубопроводных систем на нагнетательной линии компрессоров и насосов, разработано и изготовлено устройство, позволяющее проводить испытания на усталость с приложением усилия по схеме трехточечного изгиба с одновременным воздействием вынужденных колебаний. Условия, при которых происходит разрушение образца в данной схеме нагружения, аналогичны условиям трубопроводных систем на нагнетательной линии компрессоров и насосов; малоцикловое нагружение имитирует периодическое изменение давления в нагнетательной линии, а вынужденные колебания имитируют вибрационное воздействие компрессоров и насосов (рис.).

 

 

Эксперименты проводились на разрывной машине ИР5113-100, предназначенной для проведения физико-механических испытаний на растяжение, сжатие, изгиб и сплющивание при нормальной температуре металлических образцов и изделий из металла, а также других материалов.

Специально разработанное устройство устанавливается в захваты разрывной машины. Шток подвижен относительно корпуса. Контроль усилия и деформации производится при помощи технических средств используемой разрывной машины.

Усталостные испытания проводились с приложением вынужденных колебаний на резонансной частоте испытываемого образца. Для того, чтобы приложить резонирующие вынужденные колебания, необходимо определить собственную частоту образца. Собственные колебания создавались при помощи единичного механического удара (рис. 2).

 

 

Регистрация сигналов проводилась при помощи акустического датчика, изготовленного на основе электретного микрофона HMO1003A, с диапазоном частот 50-16000 Гц и чувствительностью -64 дБ, подключенного к персональному компьютеру, на которой проводилась запись с частотой дискретизации 44100 Гц, глубиной цифроаналогового преобразования 16 бит и обработка полученной информации с использованием программы Sony Sound Forge 7. Из сигнала (см. рис. 2) при помощи быстрого Фурье преобразования [6] размером 4096 точек получали спектр (рис. 3), в котором преобладающей гармоникой являлась частота собственных колебаний исследуемого объекта.

 

Испытания образцов проводились в малоцикловой области при жестком нагружении, максимальная деформация составила ε=0,28%. Учитывая, что при деформировании образца частота его собственных колебаний изменяется, при установке частоты генератора вынужденных колебаний использовали значение частот собственных колебаний образца, соответствующее среднему между исходным состоянием образца ε=0% и максимальной деформацией ε=0,28%, в данном случае это соответствует деформации ε=0,14%.

На рис. 4 представлена зависимость частоты собственных колебаний образца, от деформации. Разница между максимальным и минимальным значениями частот составляет 1,15%. Условие резонанса определяет расхождение частот собственных и вынужденных колебаний в пределах ±25% [7]. Это означает, что при данном диапазоне деформирования резонансное явление всегда будет иметь место.

 

Относительная деформация ε%

 

Экспериментально получены следующие значения частот собственных колебаний образца: 3512Гц, 7020Гц, 10400Гц, 12463Гц.

Четыре гармоники собственных колебаний исследуемого образца находятся в звуковом диапазоне частот. Поэтому в качестве источника вынужденных колебаний выбран акустический излучатель (динамик) 28CR08FN, который имеет следующие технические характеристики: импеданс 8 Ом, максимальная мощность 500мВт, диапазон частот 300-20000 Гц. Амплитуда и частота электрического сигнала, подаваемого с генератора на акустический излучатель, контролировалась при помощи измерительного прибора MASTECH MY-68.

По результатам проведенных экспериментов построена зависимость количества циклов до разрушения от частоты вынужденных колебаний (рис. 5). По графику видно, что вынужденные колебания сокращают продолжительность сопротивления образца усталостным воздействиям.

 

Частота вынужденных колебаний νв, Гц

Построены кривые усталости по результатам испытаний по схеме трехточечного изгиба без приложения вынужденных колебаний и с приложением вынужденных колебаний на частоте 12354 Гц, для образцов 120х9,5х4 мм в полулогарифмических координатах для малоцикловой области (рис. 6).

Число циклов до разрушения Nр

 

Если выразить уравнения прямых в виде y=kx+b, при x=Log10(N), получаем следующие равенства: для экспериментов полученных без вибрационного воздействия yFвк=0=-8,11·108x+3,57·109; при приложении вынужденных колебаний с частотой          12354 Гц yFвк=12354=-9,01·108x+3,82·109.

Полученные уравнения характеризуют изменение угла наклона зависимости количества циклов до разрушения от приложения вынужденных колебаний, что позволяет оценить закономерности разрушения и применить результаты при расчете трубопроводных систем.

С позиции бимодального распределения усталостной долговечности [8] вынужденные колебания являются причиной изменения диссипации энергии при зарождении усталостной трещины, в результате происходит бифуркационный (разветвленный на две части) переход от одного способа поглощения энергии металлом к другому при зарождении усталостной трещины.

Результаты исследований показывают, что вынужденные колебания в совокупности с усталостными и статическими нагрузками способны значительно сократить период сопротивления усталостному воздействию и, соответственно, привести к преждевременному разрушению. Данный факт необходимо учитывать на этапе проектирования и при контроле текущего состояния оборудования с целью повышения достоверности и адекватности выводов.

 

 

1. Ильгамов М.А., Лукманов Р.Л. Нелинейные колебания трубопровода под действием бегущих волн в жидкости. Препринт №4. – Уфа: Изд-во УГНТУ, 1998. – 50с.

2. Самарин А.А. Вибрации трубопроводов энергетических установок и методы их устранения. – М.: Энергия, 1979. – 288 с.

3. Габбасова А.Х. Оценка долговечности технологических трубопроводов с учетом вынужденных колебаний. Дисс. на соиск. уч. степени кандидата техн. наук. – Уфа: УГНТУ, 2002. – 110 с.

4. Расчет трубопроводов энергетических установок на прочность РТМ 24.038.08-72. Изменение №1 к РТМ 24.038.08-72.

5. Указания по расчету на прочность и вибрацию технологических стальных трубопроводов РТМ 38.001-94.

6. Залмазон Л.А. Преобразование Фурье, Уолша, Хаара и их применение в управлении, связи и других областях. – М.: Наука. Гл. ред. физ-мат. лит., 1989. - 496с.

7. Тукаева Р.Б., Максименко М.З., Закиров О.А., Краснов В.И., Хлесткина В.Л. Определение критического числа оборотов вала. Методические указания к лабораторным работам для студентов дневного, вечернего и заочного обучения и самостоятельной работы студентов специальностей 17.05.01. УГНТУ 1990. - 29с.

8. Шанявский А.А. Моделирование усталостных разрушений металлов. Синергетика в авиации. –Уфа: ООО “Монография” 2007. – 500 с.

 

(16) Тема 2009-2-106 С. Математическая модель метода расчёта концентрации окиси углерода в наружном воздухе.

Германова Т.В., Литвинова Н.А. Метод расчета концентрации окиси углерода в наружном воздухе // Известия высших учебных заведений. Нефть и газ. 2009. № 2. С. 106 – 112.

УДК 697.921.45

 


Дата добавления: 2018-02-28; просмотров: 134;