Разработка метода комплексного анализа динамики и прочности трубопроводных систем с гасителями колебаний рабочей жидкости

Современный гидропривод различных технических объектов характеризуется высокой энергонасыщенностью его узлов и элементов. Трубопроводы, являющиеся важным элементом гидропривода, работают в условиях воздействия на них широкого спектра возмущений как статического, так и динамического характера. При этом требования к надежности и работоспособности трубопроводов непрерывно растут. Одним из основных факторов, снижающих работоспособность трубопроводных систем, являются виброакустические нагрузки. Виброакустические процессы в трубопроводных системах характеризуются широким спектром частот (20 Гц — 5 кГц) и амплитуд колебаний (размах колебаний давления рабочей жидкости — до 20 МПа, виброускорение — до 1000 м/с2). Причем именно колебания давления, амплитуда которых может достигать 50% от среднего значения, являются одной из причин, приводящих к вибрации, усталостным поломкам трубопроводов.

В качестве примеров разрушительного воздействия виброакустических нагрузок на трубопроводные системы можно привести следующее. В работе [98] описан случай, когда при проведении стендового испытания двухконтурного турбореактивного двигателя была обнаружена продольная сквозная трещина длиной 17 мм на криволинейном участке с радиусом 40 мм трубопровода диаметром 22×1 с овальностью а/Ь=Л4. Рабочее давление в этом трубопроводе 5.5 МПа с амплитудой пульсаций 0.74 МПа с частотой около 700 Гц. Время работы до разрушения — 97 ч. (2.4−108 циклов). Оказалось, что среднее напряжение цикла было близко к пределу текучести материала трубы (Х18Н10Т) и, хотя переменные напряжения Л<�у2и были невелики (±0.27 МПа), это привело к разрушению. Другой случай разрушения был зарегистрирован для криволинейного участка трубопровода диаметром 16×1 с радиусом гиба 35 мм и овальностью а/Ь=21. Через 4 ч. 20 мин. (И.8−106 циклов) по образующей на большой оси овала возникла трещина длиной 20 мм. Рабочее давление за гидронасосом экспериментального двигателя было равно 15 МПа с переменной составляющей ±1.5 МПа, изменяющейся с частотой 700 Гц [98].

При доводке гидравлического комплекса самолета АН-124, предназначенного для питания рабочей жидкостью (маслом АМГ-10) приводов систем управления уборкой и выпуском шасси, торможения колес, передним и задним гидрозамками и т. д., проявились дефекты, ставящие под сомнение его надежность [25]. Во-первых, это уровни виброперегрузок некоторых элементов напорных участков до 30g. Во-вторых, часто случающиеся поломки усталостного характера различных элементов и агрегатов системы, в т. ч. трубопроводов, после непродолжительного времени их работы. Измерения пульсаций давления в напорных магистралях, как оказалось впоследствии, являющиеся основной причиной перечисленных выше явлений, показали, что их уровень превосходил допустимые нормы «3.5 МПа, оговоренные в ТЗ и достигал 8 МПа, что составляло 40% от номинального уровня статического давления. Спектр колебаний содержал частоты до 1.5.2.5 кГц.

Причиной катастрофы самолета ТУ-144Д послужило усталостное разрушение, топливного трубопровода в крыле вследствие его силового нагружения пульсирующим потоком рабочей жидкости.

Разрушение трубопроводов под воздействием виброакустических нагрузок характерно не только для авиационных систем топливопитания и управления. В работе [100] описывается случай разрушения напорного трубопровода ГЭС в результате колебаний давления. В 4 месте разрыва трубопровод имел следующие параметры: внутренний диаметр 1740 мм, толщина стенки 18 мм, длина пролета 13.8 м, ширина опорных колец 160 мм, их площадь сечения 4540 мм², осевая сила 3850 кН, статическое давление 1.45 МПа. Предел текучести материала на растяжение оценивался в 220 МПа, на сдвиг — 127 МПа, предел усталости — 114 МПа. Расчет прочности трубопровода показал, что колебания внутреннего давления^ максимальная амплитуда которых оценивается в 0.4 МПа, сами по себе не могли привести к усталостному разрушению (расчет велся как для периодической нагрузки). Но внутренняя поверхность трубопровода была корродирована железобактериями. Это обстоятельство снизило предел усталости, который с учетом корректива на коррозию оказался равным всего 35 МПа. Кроме того, при осмотре разрушенного и соседних с ним трубопроводов было обнаружено, что кольцевые опоры были выполнены с дефектами: к некоторым опорам трубопроводы не прилегали (т.е. удваивалась длина пролета) или прилегали неплотно, а на других опорах они были лишены возможности свободных продольных перемещений из-за заедания катков, что увеличивало осевую силу, т. е. повышало постоянные составляющие напряжений в оболочке. Таким образом, три перечисленных фактора — коррозия, неплотное примыкание трубопровода к опорам и заедание катков, при плотном примыкании — создали условия, достаточные для того, чтобы колебания внутреннего давления привели к усталостному разрыву трубопровода.

В гидротрансмиссии ГСТ-90 комбайна «Дон-1500» возникали многочисленные отказы, проявляющиеся в разгерметизации соединений, усталостных разрушениях трубопроводов и металлорукавов [109]. Исследования показали высокий уровень виброакустической нагруженности элементов гидротрансмиссии. Было установлено, что насос НП-90 генерирует пульсации давления в спектре частот 150.400 Гц с размахом колебаний 2.5.7 МПа. Кроме того, в режимах «разгон"-"торможение» гидропривода, характеризующихся резким изменением производительности насоса, имеют место пиковые забросы давления, достигающие 4. 5 МПа.

При работе пресса Erfurt РТг 2000+1200,' установленного в прессовом производстве ОАО «АвтоВАЗ» и предназначенного для получения вытяжкой из плоского оцинкованного металлического листа толщиной 1.8 мм брызговиков двигателя автомобилей ВАЗ 10-й серии и арок передних колес автомобиля BA3−2123, происходило разрушение трубопроводов сливной магистрали. Это приводило к сбою работы конвейера сборки автомобилей и потере нескольких тонн гидравлического масла. Было установлено, что причиной поломок являются гидроударные процессы в трубопроводной системе и вызываемая ими вибрация трубопроводов.

При проведении штатных испытаний агрегата привода рулевых машин ракетоносителя в ФГУП «ГНП РКЦ «ЦСКБ-Прогресс» наблюдалась повышенная вибрация стенда. Через 20−40 мин работы происходило образование продольных трещин на трубопроводах напорной магистрали и нарушение работоспособности. Исследования показали высокий уровень пульсаций давления в напорной магистрали и подтвердили гипотезу, что причиной повышенной вибрации элементов трубопроводной системы является высокая пульсационная производительность плунжерного насоса.

При выполнении пусковых операций турбогенератора ТГ-2 Сызранской ТЭЦ при определенной частоте вращения ротора агрегата наблюдались значительные по амплитуде пульсации давления рабочей жидкости (со среднеквадратичным значением 0.12 МПа) в сис5 теме смазки. Было установлено, что это является следствием совместной работы основного приводимого от ротора турбогенератора центробежного насоса системы смазки и пускового насоса с электроприводом. При частоте вращения приводного насоса 2900 об/мин в системе реализовывались кавитационные автоколебания во входной магистрали с частотами в диапазоне 110−160 Гц, приводившие к разрушению рабочего колеса и присоединенных к насосу трубопроводов.

На одной из компрессорных станций Бакинских нефтепромыслов работало шестнадцать компрессорных агрегатов (тринадцать типа 2СГ-50 и три 2СГ-100) со скоростью вращения коленчатого вала 365 об/мин [20]. При эксплуатации была зафиксирована чрезмерная вибрация нагнетательных трубопроводов, вызванная пульсирующим потоком газа. Амплитуда вибрации достигала 20 мм, а при запуске дожимных компрессоров — до 45 мм. Вследствие этого на трубопроводах систематически появлялись трещины. Колебания воздухораспределительных батарей, расположенных на расстоянии свыше 200 м от компрессоров, были настолько велики, что периодически возникала необходимость в устройстве дополнительных креплений. У маслоотделителей, расположенных перед батареями часто отрывались продувные трубки. У одного из компрессоров периодически обрывались капилляры и отводы к регистрирующим приборам.

На одной из нефтепромысловых компрессорных станций чрезмерные колебания нагнетательного трубопровода дожимного компрессора на участке протяженностью около 40 м были устранены жестким креплением трубопровода к опорам и частичной засыпкой землей [20]. От компрессора до закрепленного участка имелось шесть прямых углов поворота, практически являющихся компенсаторами для механических колебаний трубопроводов, возникающих под действием кинематического возбуждения от агрегата. Повышенная вибрация трубопровода после проведенных мероприятий появилась уже на расстоянии 115 м от компрессора. Это свидетельствует о том, что источником вибрации нагнетательных трубопроводов является пульсирующий поток газа.

Весьма значительная вибрация технологических трубопроводов и компрессоров была зарегистрирована на одном из крупных нефтеперерабатывающих заводов [20]. В цехе депа-рафинизации были расположены четыре компрессорные установки типа АГК-73 с давлением на выходе около 1.6 МПа и частотой вращения ротора 167 об/мин. Амплитуда колебаний трубопроводов составляла до 4 мм. В результате этого разрушалась теплоизоляция трубопроводов, нарушались фланцевые соединения, в местах сварки появлялись трещины, ослаблялись крепления трубопроводов к опорам и разрушались сами опоры. Из стен зданий компрессорных станций вываливались патроны, через которые проходили трубы. Компрессорные помещения были настолько насыщены газом, что обслуживающий персонал работал только в противогазах.

При работе аммиачной компрессорной установки ОАО «АвтоВАЗ» на ряде режимов наблюдалась недопустимая по условиям безопасной эксплуатации вибрация трубопроводов. Экспериментальные исследования позволили установить, что причиной вибрации с частотой 18.8 Гц нагнетательных трубопроводов и трубки пробоотборника являются пульсации давления рабочей среды, вызванные автоколебаниями обратного клапана. И хотя амплитуда пульсаций параметров рабочей среды была невелика, имело место совпадение собственной частоты нагнетательного трубопровода и частоты колебаний давления в аммиаке, что приводило к резонансному усилению вибрации. Превышение норм вибрации в 2.3 раза было за6 фиксировано также при оценке вибрационной активности трубопровода высокого давления на выходе шестеренного насоса системы смазки компрессорной установки. Частота основной гармоники вибрации на выходном трубопроводе масляного насоса равно 25 Гц. Вибрация этого трубопровода обусловлена механизмом кинематического возбуждения от шестеренного насоса.

На одной из ядерных электростанций была зарегистрирована недопустимая по нормам безопасной эксплуатации вибрация трубопроводной системы (рабочая среда — водяной пар) с частотой 460 Гц [123]. Исследования показали, что причиной вибрации являются автоколебания давления рабочей среды, генерируемые при обтекании потоком полости запорного клапана.

В работах [130, 131, 132]описаны случаи усталостных разрушений трубопроводных систем ядерных электростанций во Франции, вызванные действием пульсирующего потока рабочей среды.

Эффективным методом снижения виброакустических нагрузок является применение гасителей колебаний жидкости. Отличающиеся конструктивной простотой гасители колебаний не требуют существенных перекомпоновок систем. При этом они обеспечивают гашение колебаний в широком частотном диапазоне. Уменьшая интенсивность пульсационных процессов в гидросистеме, гасители колебаний снижают уровень силового воздействия на механическую подсистему, ее вибрацию и повышают работоспособность системы в целом.

Как уже говорилось, снижение надежности трубопроводных систем проявляется в отказах, связанных с разрушением трубопроводов. И хотя появление этих отказов в большинстве случаев обусловлено действием пульсационных процессов в рабочей среде, конструкторов и эксплуатационников трубопроводных систем в первую очередь волнует прочность трубопроводов и присоединенных к ним агрегатов. Если заданные запасы прочности обеспечиваются при больших амплитудах колебаний рабочей жидкости, то вопросы снижения этих амплитуд, как правило, и не ставятся. В противном случае, возникает задача снижения амплитуд пульсаций, что и формирует техническое задание на проектирование гасителя. Исходя из такого технического задания, проектируется гаситель колебаний на заданную эффективность снижения пульсационных нагрузок. Однако при этом «за бортом» оказываются вопросы прочности трубопроводной системы, т. е. те задачи, ради решения которых гаситель собственно и создается. Действительно, при проектировании гасителя колебаний не устанавливается никаких связей между переменными напряжениями в трубопроводе, запасами прочности и вносимым гасителем затуханием. Более того, не учитывается и тот факт, что введение гасителя колебаний приводит к формированию совершенно нового виброакустического «портрета» трубопроводной системы. Недостаточно детально рассматриваются и вопросы прочности элементов самого гасителя колебаний. Все это требует разработки комплексного подхода при проектировании гасителей колебаний рабочей жидкости, учитывающего виброакустические характеристики присоединенных цепей, вопросы прочности и многие другие вопросы. Основой такого подхода является формирование математической модели динамики трубопроводной системы с гасителем колебаний.

Сказанное позволяет определить место моей диссертации в рассматриваемой научной области. Она находится на стыке ряда известных научных направлений. С одной стороны, это работы Шорина В. П., Гимадиева А. Г., Головина А. Н., посвященные расчету акустических характеристик гасителей колебаний рабочей жидкости. С другой стороны, это работы 7.

Сойфера A.M., Старцева Н. И., Фролова К. В., Ганиева Р. Ф., направленные на демпфирование механических колебаний трубопроводных систем. И с третьей стороны, это работы Колесникова К. С., Шахматова Е. В., Попова Д. Н., Светлицкого В. А., Гликмана Б. Ф., посвященные выбору параметров трубопроводных систем, обеспечивающих их работоспособность, прочность, надежность.

Важное место в диссертации занимает разработка математической модели виброакустических процессов в трубопроводной системе с гасителем колебаний жидкости. Вопросы математического описания виброакустических процессов рассмотрены в работах Колесникова К. С., Светлицкого В. А., Попова Д. Н., Шорина В. П., Шахматова Е. В., Крючкова А. Н., Гликмана Б. Ф., Кондрашова Н. С. Однако до настоящего времени задачи моделирования процессов виброакустического взаимодействия гидравлической и механической подсистем решены не полностью. Связано это с тем, что традиционно различные научные школы делали акцент на математическом описании какой-либо одной из подсистем, принимая серьезные упрощения при моделировании другой и упуская некоторые особенности их взаимодействия.

Таким образом, всестороннее исследование процессов виброакустического взаимодействия в трубопроводных системах, оснрванное на адекватном математическом описании, разработка методик применения гасителей колебаний рабочей жидкости для решения задач снижения виброакустических нагрузок и повышения работоспособности трубопроводных систем определяет актуальность данной работы.

Основные научные положения, выносимые на защиту:

1. Методы оценки динамических и прочностных характеристик трубопроводных систем с гасителями колебаний при их комплексном (статическом и динамическом) нагружении, в том числе пульсациями рабочей жидкости.

2. Методы численного моделирования виброакустических характеристик трубопроводных систем при их силовом возбуждении пульсациями рабочей жидкости, сочетающие высокую точность и малую трудоемкость расчета. Алгоритмы моделирования и программные комплексы, их реализующие.

3. Методика снижения динамической нагруженности трубопроводной системы с учетом процессов виброакустического взаимодействия механической и гидравлической подсистем.

4. Методика расчета конструктивных параметров гасителей колебаний с учетом прочностных характеристик их элементов на основе создания методов численного моделирования характеристик гасителей колебаний рабочей жидкости.

5. Полуэмпирические модели элементов трубопроводных систем. Методики анализа данных экспериментального исследования динамических процессов в трубопроводных системах.

Диссертационная работа выполнена на кафедре «Автоматические системы энергетических установок» Самарского государственного аэрокосмического университета в соответствии с планами госбюджетных и хоздоговорных научно-исследовательских работ.

Исследования проводились в Институте акустики машин при Самарском государственном аэрокосмическом университете, ОАО «Самарское конструкторское бюро машиностроения», ФГУП «ГНП РКЦ «ЦСКБ-Прогресс».

Диссертационная работа состоит из введения, шести глав, заключения, библиографии и приложений.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ.

В диссертационной работе решена крупная научно-техническая проблема обеспечения работоспособности трубопроводных систем машин и оборудования в условиях действия динамических нагрузок в виде пульсирующего потока рабочей жидкости и вибрации с учетом их взаимодействия, имеющая важное хозяйственное значение.

Проведенные теоретические и экспериментальные исследования позволили получить следующие основные результаты:

1. Разработан метод оценки динамических и прочностных характеристик трубопроводных систем с гасителями колебаний рабочей жидкости в условиях воздействия на них статического и динамического нагружения.

2. Разработана математическая модель трубопроводной системы с гасителем колебаний жидкости, обеспечивающая расчет ее акустических, вибрационных и прочностных характеристик с учетом динамики взаимодействия пульсаций рабочей среды и вибрации трубопровода.

3. Разработана методика проектирования гасителя колебаний для решения задачи заданного снижения виброакустической нагруженности трубопроводной системы с учетом его прочностных характеристик.

4. Разработан комплекс методов численного моделирования виброакустических и прочностных характеристик трубопроводных систем сложной пространственной конфигурации при их одновременном силовом возбуждении пульсирующим потоком рабочей жидкости и кинематическом возбуждении со стороны присоединенных агрегатов и опор: метод конечно-элементного моделирования, основанный на использовании программного комплекса ANS YSметод характеризуется высокой точностью расчетов при больших вычислительных затратах'- его использование рекомендуется при проверочных расчетах виброакустических и прочностных характеристик наиболее ответственных трубопроводных участков в случаях высоких частот колебаний, когда нельзя пренебречь деформациями поперечного сечения трубопровода- - метод конечно-разностного моделирования, основанный на разработанной обобщенной математической модели трубопроводной системы, позволяющей рассчитывать виброакустические характеристики для случая двухсвязанности колебаний, когда не только пульсации рабочей жидкости вызывают вибрацию трубопровода, но и колебания механической подсистемы воздействуют на волновые процессы в рабочей жидкостивычислительная трудоемкость по данному методу на два-три порядка ниже, чем по конечно-элементномуметод конечно-разностного моделирования, основанный на разработанной математической модели односвязанных колебаний трубопроводной системыметод имеет наименьшую вычислительную трудоемкостьего использование рекомендуется в случаях, когда вибрация трубопровода не вызывает в жидкости никаких дополнительных волновых процессов.

5. Предложен комплексный метод проектирования трубопроводных систем, обеспечивающий требуемые виброакустические и прочностные характеристики в.

332 условиях одновременного воздействия на трубопроводы статического нагружения давлением и динамического нагружения пульсациями рабочей жидкости, кинематического возбуждения со стороны опор и присоединенных агрегатов, температурных и внешних силовых нагрузок.

6. Разработана методика конечно-элементного моделирования динамических характеристик гасителей колебаний, учитывающая распределенность параметров гасителя, которая может применяться при частотах о// > /, где известные аналитические методики не обеспечивают требуемой точности. Использование методики целесообразно при проверочных расчетах акустических характеристик гасителей колебаний рабочей жидкости.

7. Разработанные методы анализа и моделирования, средства коррекции динамических характеристик гидромеханических систем и гасители колебаний жидкости внедрены в ФГУП ГНП РКЦ «ЦСКБ-Прогрес», в ОАО «Самарское конструкторское бюро машиностроения», на Сызранской ТЭЦ. Они позволили снизить амплитуды пульсаций давления рабочей среды до 30 раз, амплитуды вибрации — до б раз.