Магалиф В.Я. Теоретические основы конструирования трубопроводов

Подождите немного. Документ загружается.

ocf. Прямая линия oabc соответствует минимально допустимому значению отбраковочной

толщины (диаметр магистрали 530

мм > 426 мм и согласно приведенной выше таблице

min

= 4 мм). Мы видим, что расчетная толщина стенки магистрали по мере увеличения

прибавки на коррозию возрастает. Так при давлении 2.5

МПа она увеличивается с 9.0 мм

(

= 0 мм) до 13.5 мм (с

= 3 мм).

мм

Поэтому, задавая прибавку на коррозию равную нулю (что на первый взгляд ка-

жется вполне логичным), можно сильно занизить нормативное значение отбраковочной

толщины. Т-образное соединение за счет ослабления отверстием является наименее проч-

ным элементом, поэтому не удивительно, что отбраковочная толщина для него получает-

ся больше, чем для труб и других трубопроводных деталей.

14. Допускаемые нагрузки на оборудование

14.1. Допускаемые нагрузки на патрубки насосов

Допускаемые значения определяются условиями нормальной работы насосов и

обычно даются заводами - изготовителями. Однако нужно иметь в виду, что разнород-

ность внутренних деталей агрегатов с движущимися частями, как правило, не позволяет с

достаточной точностью определять эти нагрузки. Поэтому изготовители вынуждены по-

лагаться на отдельные опытные данные или экстраполировать результаты случайных ис-

пытаний. Все это приводит к иск

усственному занижению допускаемых нагрузок (нередко

в разы). Излагаемые ниже положения основаны на опыте, накопленном в нефтеперера-

ботке и нефтехимии, но их при необходимости можно использовать и в других отраслях.

с = 3.0 мм

с = 1.5 мм

МПа

= 0.0 мм

0.5

1.0

1.5

2.0

2.5.

Рис.8. Расчетная толщина стенки сварного тройника

530х219

Как же оценить нагрузки, которые можно передать на насос без риска нарушения его

нормальной работы?

По данным американской фирмы Келлог [11], специализирующейся в области проек-

тирования и строительства установок нефтехимических производств, допустимые нагрузки

на патрубки насосов обеспечиваются при соблюдении следующего приближенного критерия

6350





Здесь



- расчетное эквивалентное напряжение в трубопроводе (в месте его примыкания к

патрубку насоса) от всех воздействий в рабочем состоянии,

cмкг / ,

- наружный диаметр трубопровода, мм.

Пользуясь этим критерием и результатами расчета напряжений для рабочего со-

стояния по ПС «Старт», можно определить, насколько трубопроводная обвязка отвечает

требованиям нормальной работы насосов. С увеличением диаметра трубопровода вели-

чина

экв



уменьшается. Как показывают расчеты, для малых диаметров

экв



составляет

40% (и более) от номинального допускаемого напряжения







, а для больших – только

15%.

Обычно для оценки используются не напряжения, а расчетные усилия. На патру-

бок агрегата в общем случае действуют три пары усилий (рис. 9):



MF ,

- относительно оси вала насоса (ось 1 на рис. 10),



MF ,

- относительно оси основания насоса (ось 5 на рис. 10),



MF ,

- относительно вертикальной оси.

Рис. 9. Усилия, передаваемые трубопроводом на

патрубок насоса

Критерий допустимой нагрузки на патрубок насоса, предложенный фирмой Келлог

на основании предельного значения

экв



5324

aRaR

DSDM .

а)

Здесь

- суммарный момент в месте примыкания трубопровода к патрубку насоса,

кг·см

222

RzRyRxR

MMMM 

б)

Рис. 10. К определению допустимых нагрузок на насосы

а – при опирании на две точки, б – при опирании на четыре точки

RzRyRx

MMM ,, - компоненты момента

вокруг осей X,Y,Z, кг·см,

- суммарная сила в месте примыкания трубопровода к патрубку насоса, кг

222

RzRyRxR

SSSS 

RzRyRx

SSS ,, - компоненты силы

вдоль осей X,Y,Z (рис. 8), кг,

- наружный диаметр трубопровода, мм.

Когда имеются несколько патрубков (рис. 10), допустимые нагрузки рассчитыва-

ются по такой же формуле

5324

СССС

DSDM .

в которой вместо

фигурирует расчетный эквивалентный диаметр

. При наличии

двух патрубков (всасывающего и нагнетательного)

2 ааС

DDD  .

Здесь

аа

- диаметры трубопровода в местах примыкания к патрубкам насоса, мм .

Суммарный момент, передаваемый на насос от обоих патрубков

222

CzCyCxC

MMMM 

а суммарная сила

222

CzCyCxC

SSSS 

Компоненты

определяются как алгебраическая сумма (с учетом знаков)

для каждой пары

3232

zzCzzzCz

yyCyyyCy

xxCxxxCx

SSSMMM











Разница между слагаемыми в обоих вариантах не должна быть более 50 процентов

от большего значения из этих двух величин. Другими словами, как для отдельного пат-

рубка, так и для агрегата в целом должны соблюдаться условия





RaRRaR

SDMSDM 4;max5.04  ;





CCCCCC

SDMSDM 4;max5.04  .

Методика определения допустимых нагрузок, аналогичная описанной, использова-

на в стандарте API Американского Института Нефти [12]. Причем допускаемые нагрузки

на патрубки нефтяных насосов по API получаются более низкими.

Для увеличения допустимых нагрузок важную роль играет равнопрочность основ-

ных элементов насосного агрегата. Агрегат условно можно расчленить на отдельные час-

ти, показанные на рисунке 11. Корпус насоса 1 (литье) и фундамент 6 являются, как пра-

вило, самыми прочным элементами конструкции. Но станина 2 и опорная рама 5 завода-

ми – изготовителями нередко рассчитываются только на восприятие веса, поэтому ж

ест-

кость на изгиб этих элементов оказывается недостаточной для восприятия горизонталь-

ных нагрузок и изгибающих моментов от примыкающих трубопроводов. В результате по-

является опасность расцентровки валов электродвигателя и насоса в узле стыковки 4.

В заключение отметим, что при заказе оборудования желательно в опросных лис-

тах указывать нагрузки на патрубки насосов с тем, чтобы завод - изготовитель мог преду-

смотреть соответствующее усиление их опорной части.

И еще одно очень важное обстоятельство. Допускаемые нагрузки, передаваемые

трубопроводом на агрегаты с движущимися частями, устанавливаются только для рабоче-

го состояния. Поэтому требовать их соблюден

ия в холодном (нерабочем) состоянии тру-

бопровода или в режиме гидроиспытаний, неправомерно.

14.2. Допускаемые нагрузки на штуцера аппаратов листовой конструк-

ции (колонны, емкости)

В отличие от агрегатов с движущимися частями, допустимые нагрузки здесь мож-

но получить расчетным путем с помощью специальных программ по расчету прочности

врезок трубопроводов в аппараты. Принципы определения допустимых нагрузок рас-

смотрим на примере использования программы «Штуцер – МКЭ», разработанной ООО

«НТП Трубопровод» [13].

Рис. 11. Типовая схема насосного агрегата

1 – корпус насоса; 2 – основание (станина); 3 – электродвигатель;

4 – стыковочный узел; 5 – опорная рама (плита); 6 – фундамент

На штуцер аппарата в общем случае действуют три силы и три момента (рис. 12).

При определении нагрузок расчетным путем учитывается податливость стенки аппарата в

месте врезки штуцера. Податливость определяется величиной линейной или угловой де-

формации, вызванной соответственно единичной силой или моментом. В общем случае

прикладывается по очереди три единичные силы

111

и три момента

111

zyx

MMM ,,

умноженные на коэффициенты запаса от 1.05 до 1.3 (принимаются в зависимости от сте-

пени требуемой точности расчета).

S , M

По найденным линейным и уг

ловым деформациям через допускаемые напряжения в

стенке аппарата определяются верхняя граница - предельно допустимые значения [S

], [S

], [M

] и [P], (каждое по отдельности). Если хотя бы одна составляю-

щая нагрузки S

, M

(i = x, y, z), передаваемой трубопроводом на штуцер аппарата, превы-

шает предельное значение, требуется конструктивное решение, направленное на ее сни-

жение (укрепление накладкой, изменение трубопроводной обвязки и т.п.).

Для получения нижней границы используется следующий приближенный критерий

Каждая составляющая не должна превышать четверти от своего предельного значения с

поправкой на давление в аппарат









ÐÐ/1



. Когда все нагрузки удовлетворяют приве-

денному критерию, условия прочности соблюдены. Если же отельные компоненты

(i = x, y, z) попадают в диапазон между верхней и нижней границей, то это не означа-

ет, что условия прочности не соблюдены (приведенный приближенный критерий дает

, M

z z

S , M

Рис. 12. Нагрузки на штуцер аппарата

















 



 







 



/125,0













ÐÐMM

ÐÐSS

слишком заниженные допустимые значения). Необходимо выполнить более точный рас-

чет по программе «Штуцер – МКЭ» и по его результатам делать окончательные выводы.

В таблице 12 приведен пример определения предельных значений нагрузок (верх-

няя и нижняя границы) для цилиндрического аппарата, в который врезан штуцер с усили-

вающим накладным кольцом. Расчеты выполнены с помощью программы «Шт

уцер –

МКЭ».

Таблица 12

Допустимые значения нагрузок на штуцер аппарата

Нагрузки (обозначения см.

рисунок 11)

тс

тс· м

кг/см

Предельное значение для

каждой нагрузки по от-

дельности (верхняя грани-

ца)

]

9.64

7.64

]

9.43

]

3.80

]

7.27

]

3.52

[P]

12.5

Значения при совместном

действии нагрузок и давле-

нии в аппарате Р (нижняя

граница)

1.62

1.28

1.58

0.64

1.22

0.60

8.4

15. Специфика оценки прочности трубопроводов по СНиП 2.05.06-85

В СНиПе на магистральные трубопроводы [6] для оценки прочности используется

метод предельных состояний, который на сегодня является общепринятым при расчете

строительных конструкций. По этому методу рассматриваются предельные состояния,

при которых исчерпывается несущая способность. Любые напряжения, возникающие в

конструкции, но не влияющие на ее предельное состояние, учитываться не должны.

Потеря трубопроводом несущей способности может наст

упить в результате разры-

ва, или значительного формоизменения вследствие изгиба. Мерилом несущей способно-

сти при разрыве является предел прочности (временное сопротивление), а при изгибе –

предел текучести. Потеря трубопроводом несущей способности в СНиПе определяется

следующими предельными состояниями:

- разрушением от внутреннего давления, когда кольцевые напряжения достигают

предела прочности (аналог номинального допускаемого напряжения [σ]

, которым опре-

деляется толщина стенки, см. выше)

кц





- разрушением в результате осевого растяжения - сжатия, когда продольные на-

пряжения достигают предела прочности

прN





- развитием чрезмерных деформаций изгиба от действия температурного нагрева и

весовой нагрузки, когда напряжения в стенке трубы достигают предела текучести

221

экв





- развитием пластических деформаций от действия внутреннего давления при на-

личии сжатия, когда кольцевые напряжения в стенке трубы достигают предела текучести















кц

сж



В приведенных формулах приняты следующие обозначения:

, RR

- расчетные сопротивления (аналоги допускаемых напряжений), принимае-

мые по пределу прочности и пределу текучести соответственно;



- для любых участков независимо от способа прокладки,



- для участков воздушных трубопроводов,

9.0



- для участков трубопроводов, защемленных в грунте,



нормативное сопротивление, равное наименьшему значению предела прочно-

сти (временного сопротивления) материала



;



нормативное сопротивление, равное наименьшему значению предела текуче-

сти материала



;

экв



- эквивалентное напряжение от действия всех нагружающих факторов, ком-

понентами которого помимо кольцевых и продольных осевых напряжений, являются

также главные напряжения;





главные напряжения в растянутой и сжатой зонах сечения трубопровода;

- коэффициент условий работы, принимаемый в зависимости от свойств транс-

портируемого продукта, условий безопасности и доступности данного участка трубопро-

вода для ремонта;

- коэффициенты надежности по материалу, учитывающие возможные от-

клонения качества металла от нормативных показателей;

- коэффициент надежности по назначению трубопровода, учитывающий откло-

нения основных размеров труб от нормативных значений.

Первые два критерия являются оценкой несущей способности при разруше-

нии в результате разрыва, а третий – в результате формоизменения конструкции

при изгибе. Четвертый критерий фактически является оценкой потери местной ус-

тойчивости.

Нетрудно заметить, что в методе предельных состояний единые коэффициенты за-

паса при определении расчетных пределов прочности заменяется несколькими, т.е. про-

изводится дифференцированный учет различных факторов, влияющих на запас прочно-

сти. Такой подход к определению запасов имеет своих противников и сторонников. Ар-

гумент противников – замена одного коэффициента незнания тремя не прибавляет досто-

верности, ибо их значения все равно принимаются на основе опыта. Аргу

мент сторонни-

ков – при системе коэффициентов, учитывающих влияние различных факторов, этот опыт

накапливается быстрее.

Главное преимущество метода предельных состояний перед методами, исполь-

зующими допускаемые напряжения, состоит по нашему мнению в том, что толщины сте-

нок труб и деталей здесь получаются меньше. Обу

словлено это двумя причинами.

1. Номинальное допускаемое напряжение, которым определятся толщина стенки

в РД 10-249-98 [1], принимается как минимальное из двух значений

















5142

min



Для углеродистых и низколегированных сталей, как правило,

51,



42,



. Поэтому даже

при одинаковых коэффициентах запаса (если принять, что

4.2



knk

, где n – коэффици-

ент надежности для внутреннего давления) номинальное допускаемое напряжение будет

меньше расчетного сопротивления, принимаемого по пределу прочности





2. Прибавки на коррозию, минусовой допуск и др., не влияют на значение расчет-

ной толщины стенки, определяемой для предельного состояния. Возможные утонения в

процессе изготовления или эксплуатации учитываются в соответствующих коэффициен-

тах (условий работы - m, надежности по назначению трубопровода k

и т.п.). Поэтому

единственной прибавкой к расчетной толщине в методе предельных состояний является

округление до ближайшего значения, имеющегося в сортаменте.

Таким образом, главным резервом экономии металла при использовании метода

предельных состояний являются более высокие допустимые значения кольцевых напря-

жений от действия внутреннего давления (первый критерий).

В заключение отметим, что СНиП предназначен для оценки прочности линейной

части магистральных трубопроводов, хотя в тексте документа нигде об этом не говорится.

При расчете на прочность обвязочных трубопроводов компрессорных станций, транс-

портных терминалов, обустройств месторождений рекомендуется пользоваться нормами

оценки прочности технологических трубопроводов [9].

16. Литература

1. Нормы расчета на прочность стационарных котлов и трубопроводов пара и го-

рячей воды, РД 10-249-98, ГУП «НТЦ по безопасности в промышленности Госгортехнад-

зора России», М., 2001,

2. ГОСТ Р 52857.1 -2007 «Сосуды и аппараты, Нормы и методы расчета на проч-

ность

, Госстандарт, М., 2008,

3. Котлы стационарные и трубопроводы пара и горячей воды. Нормы расчета на

прочность, ОСТ 108.031.08-85÷ ОСТ 108.031.10-85 (СТ. СЭВ 5307-85÷ СТ. СЭВ 5309-85),

НПО ЦКТИ, Л., 1987,

4. Расчет трубопроводов энергетических установок на прочность, РТМ 24.038.08-

72, НПО ЦКТИ, Л., 1973,

5. СТО РОСТЕХЭКСПЕРТИЗА 10.001-2009, Тепловые сети. Нормы и методы рас-

чета на прочность, Ассоциация «РОСТЕХЭКСПЕРТИЗА», М., 2009,

6. СНИП 2.05.06-85, Магистральные трубопроводы. Госстрой СССР, 1985,

7. Программная система «СТАРТ», Расчет прочности и жесткости трубопроводов,

Руководство пользователя, ООО «НТП Трубопровод», М., 2007,

8. Указания по расчету на прочность и вибрацию технологических стальных тру-

бопроводов РТМ 38.001-94, Минтопэнерго РФ - ОАО «ВНИПИНЕФТЬ», 1994 г.

9. Расчеты на прочность и вибрацию стальных технологических тру

бопроводов СА

03-003-07, Ассоциация «РОСТЕХЭКСПЕРТИЗА», М., 2007,

10. Технологические трубопроводы нефтеперерабатывающей, нефтехимической и

химической промышленности. Требования к устройству и эксплуатации СА 03-005-07,

Ассоциация «РОСТЕХЭКСПЕРТИЗА», М., 2007,

11. L.-C. Peng and A.O. Medellin, Rethinking the Allowable Pipe on Rotating Equip-

ment Nozzles, the M.W. Kellogg Company, Houston, Texas, 2000,

12. ANSI/API STD 610, Centrifugal Pumps for Petroleum, Petrochemical and Gas In-

dustry Services, American Petroleum Institute, tenth edition, October 2004,

13. Расчет прочности и жесткости узлов врезки штуцеров, работающих под дейст-

вием давления и внешних нагрузок «Штуцер – МКЭ», Руководство пользователя, ООО

«НТП Трубопровод», 2006.

14. Нормы расчета на прочност

ь трубопроводов тепловых сетей, РД 10-400-01,

«НТЦ по безопасности в промышленности Госгортехнадзора России», М., 2001.