Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса. Постановка задач исследования н
1.1 Надежность теплообменных аппаратов и ее влияние на общую надеэ/сностъ ПТУ 14
1.2. Влияние напряженно-деформированного состояния элементов теплообменных аппаратов на их надежность 18
1.3. Влияние эксплуатационного износа трубных систем на надежность теплообменных аппаратов ПТУ 23
1.4. Анализ методик прочностного расчета элементов теплообменных аппаратов ПТУ 29
1.5. Выводы. Постановка задач исследования 46
2. Разработка моделей и исследование напряженно-деформированного состояния трубных досок теплообменных аппаратов паротурбинных установок 48
2.1. Описание исследуемых аппаратов 48
2.2. Моделирование и анализ влияния характера закрепления трубных досок в корпусах прямотрубных теплообменных аппаратов на их напряженно-деформированное состояние 53
2.3. Влияние температурных неравномерностей в трубных досках на их напряженно-деформированное состояние 59
2.4. Моделирование напряженно-деформированного состояния трубной доски под воздействием перепада давлений теплоносителей 62
2.5. Моделирование процесса вальцевания трубок и его влияния на напряэюенно-деформированное состояние трубных досок теплообменных аппаратов 65
2.6. Выводы 81
3. Экспериментальное исследование напряженно-деформированного состояния трубных досок теплообменных аппаратов 83
3.1. Описание экспериментальной установки и методики проведения опытов 83
3.2. Оценка погрешности измерений 86
3.3. Экспериментальное исследование влияния завалъцованных трубок на напряженно-деформированное состояние трубных досок 87
3.4. Экспериментальное исследование влияния давления гидравлических испытаний на напряженно-деформированное состояние трубных досок. 93
3.5. Выводы 98
4. Влияние напряженно-деформированного состояния трубных пучков на изменение надежности теплообменных аппаратов паротурбинных установок
4.1. Влияние осевых усилий в трубках на изменение характера их колебаний 100
4.2. Влияние коррозионных повреждений трубок на изменение их напряженно-деформированного состояния 107
4.3. Влияние механического износа материала на прочность соединения трубки с трубной доской 115
4.4. Выводы 120
5. Разработка рекомендаций по реализации уточненного прочностного расчета трубных систем теплообменных аппаратов паротурбинных установок 121
Заключение 125
Список использованных источников 129
- Влияние напряженно-деформированного состояния элементов теплообменных аппаратов на их надежность
- Моделирование и анализ влияния характера закрепления трубных досок в корпусах прямотрубных теплообменных аппаратов на их напряженно-деформированное состояние
- Экспериментальное исследование влияния завалъцованных трубок на напряженно-деформированное состояние трубных досок
- Влияние коррозионных повреждений трубок на изменение их напряженно-деформированного состояния
Введение к работе
Темпы развития современной Российской энергетики постоянно предъявляют новые требования к надежности и эффективности оборудования ТЭС. В связи с этим, ведется постоянная работа в направлении совершенствования паротурбинных установок и связанного с ними оборудования [1-7].
Теплообменные аппараты паротурбинных установок существенно влияют на эффективность и надежность работы турбоустановки в целом. Снижение надежности теплообменных аппаратов паротурбинных установок (конденсаторов, подогревателей сетевой воды и аппаратов сиоемы регенерации и т.д.) может приводить к значительному снижению КПД турбоустановки [8-13]. Отказы в работе теплообменных аппаратов практически всегда приводят к снижению технико-экономических показателей турбоустановки. В связи с этим, к надежности теплообменных аппаратов предъявляются повышенные требования. Надежность этого оборудования ТЭС определяется большим количеством конструктивных, технологических и эксплуатационных факторов. Недостаточно полный учет некоторых из них может привести к преждевременному выходу аппаратов из строя.
Вместе с тем, при проектировании теплообменных аппаратов используются методики расчета на прочность, разработанные 30 и более леї назад. Эти методики не учитывали возможностей современных методов прочностного расчета с применением ЭВМ, в частности, возможностей метода конечных элементов. Применение ранее разработанных методик, как правило, обеспечивало необходимую надежность теплообменных аппаратов за счет введения повышенных запасов прочности отдельных элементов. Но, вместе с тем, неоправданно завышались массогабаритные характеристики оборудования, а также осложнялась компоновка турбоустановки в целом. Все это приводило к возрастанию стоимости и сроков окупаемости ТЭС в целом.
Эти обстоятельства потребовали проведения дополнительных исследований и более подробного анализа факторов, определяющих надежность теплообменных аппаратов на этапах их проектирования, изготовления и эксплуатации.
В настоящее время, в связи с быстрым развитием информационных технологий и ростом мощности вычислительных машин, появляются возможности повышения точности производимых расчетов на прочность, а также ввода в расчет на прочность таких факторов, учет которых ранее был невозможен в связи со сложностью расчетов.
Актуальность темы диссертационной работы состоит в том, что в условиях постоянно повышающихся требований к надежности снабжения потребителей тепловой и электрической энергией, необходимо повышать надежность паротурбинных установок (ПТУ), и, в частности, теплообменных аппаратов ПТУ - крупногабаритного, металлоемкого и дорогостоящего оборудования ТЭС.
С точки зрения прочности наиболее критичной частью кожухотрубных теплообменных аппаратов является их трубная система [7-12]. Поскольку теплообменные аппараты во время эксплуатации работают в широком диапазоне изменения тепловых параметров, под действием различных нагрузок трубные доски и трубки находятся в сложном напряженно-деформированном состоянии. Деформации трубных досок приводят к возникновению дополнительных нагрузок в трубках, а также в соединении «трубка - трубная доска». Как показывает опыт эксплуатации теплообменных аппаратов паротурбинных установок, данные нагрузки приводят к отказам и преждевременному выходу теплообменных аппаратов из эксплуатации [7-12]. Задача более точного определения и учета напряженно-деформированного состояния трубных систем теплообменных аппаратов под действием широкого спектра эксплуатационных и технологических нагрузок с целью совершенствования методик прочностных расчетов является актуальной. Это позволит создавать оптимальные с точки зрения
прочности конструкции теплообменных аппаратов, а также корректировать режимы работы существующих теплообменных аппаратов, повысив тем самым их надежность.
Цель работы состоит в:
Оценке влияния напряженно-деформированного состояния трубных досок на напряженно-деформированное состояние трубок теплообменных аппаратов паротурбинных установок и надежность всей трубной системы в целом;
Оценке влияния эксплуатационного износа трубных систем на изменение их напряженно-деформированного состояния в процессе эксплуатации;
Разработке рекомендаций по уточнению расчета напряженно-деформированного состояния трубных досок под действием различных эксплуатационных и технологических нагрузок.
Задачи исследования. Для достижения поставленных целей в работе решаются следующие задачи:
Исследование напряженно-деформированного состояния трубных систем под действием различных технологических и эксплуатационных нагрузок.
Экспериментальное исследование прогибов трубных досок серийных теплообменных аппаратов ТЭС после основных этапов изготовления аппаратов и при проведении их испытаний.
Разработка моделей и исследование изменения во времени напряженно-деформированного состояния элементов конструкций теплообменных аппаратов ПТУ, подвергшихся эксплуатационному износу.
Научная новизна определяется тем, что автором впервые:
экспериментальными и расчетными методами исследовано напряженно-деформированное состояние трубных систем серийных теплообменных аппаратов паротурбинных установок под действием
различных силовых воздействий (разность давлений теплоносителей, давление со стороны завальцованных в трубных досках трубок поверхности теплообмена, наличие неравномерного температурного поля в трубных досках по их толщине);
- расчетным методом определено влияние осевых сжимающих нагрузок
трубок со стороны деформированной трубной доски на изменение условий
опирання трубок на промежуточные перегородки и их вибрационные
характеристики;
- предложен и обоснован переход от поэлементного прочностного
расчета теплообменного аппарата к расчету модели, содержащей все
элементы теплообменного аппарата и связи между ними;
экспериментальными и расчетными методами исследовано
напряженно-деформированное - состояние элементов серийных
теплообменных аппаратов ПТУ, подвергшихся в процессе эксплуатации коррозионному и эрозионному износу.
Достоверность и обоснованность результатов обеспечиваются: высокой точностью применяемых систем измерения и хорошей воспроизводимостью экспериментальных результатов, проведением тестовых измерений и согласованием их результатов с эталонными значениями, удовлетворительным совпадением расчетных и экспериментальных данных, применением современных численных методов решения; согласованием исходных данных моделирования с данными других авторов и нормативных документов, соответствием полученных результатов современным физическим представлениям, применением лицензионного программного комплекса ANSYS (лицензионное соглашение № 00106919) для расчетных исследований; использованием в работе нормативных материалов, в которых обобщены результаты современных исследований процессов, испытаний и эксплуатации теплообменных аппаратов.
Практическая значимость работы заключается в том, что полученные данные могут быть использованы при проведении прочностных
расчетов теплообменных аппаратов для оценки деформаций и напряжений, возникающих в трубных системах, а также при анализе режимов эксплуатации теплообменных аппаратов ПТУ. Результаты данной работы могут использоваться как совместно с существующими методиками расчета, так и отдельно от них. Полученные данные по характеру изменения напряженно-деформированного состояния элементов теплообменных аппаратов ПТУ в процессе их эксплуатации (под действием коррозионно-эрозионных процессов) могут быть использованы при планировании сроков и объемов ремонтов существующих аппаратов, их модернизации, а также при проектировании новых теплообменных аппаратов ПТУ.
Реализация результатов работы. Результаты используются ОАО «Нестандартмаш» (г. Екатеринбург) при изготовлении теплообменных аппаратов паротурбинных установок, а также в УГТУ-УПИ при чтении лекций студентам по дисциплине «Теплообменники энергетических установок».
На защиту выносятся:
Результаты экспериментального исследования деформаций трубных досок под воздействием технологических нагрузок от вальцевания трубок и от разницы давлений на поверхности трубных досок при гидравлических испытаниях серийных теплообменных аппаратов ПТУ в условиях их изготовления;
Результаты вариантного расчетного исследования технологического процесса вальцевания трубок в трубных досках и влияния этого процесса на напряженно-деформированное состояние трубных досок;
Результаты вариантных расчетов напряженно-деформированного состояния элементов трубных систем ТА под воздействием технологических и эксплуатационных нагрузок;
Разработанные расчетные модели и полученные на их основе результаты исследования влияния эксплуатационного износа элементов теплообменных аппаратов ПТУ (трубных досок, трубок поверхности
теплообмена) на изменение их напряженно-деформированного состояния и прочности.
Рекомендации по уточнению прочностного расчета элементов трубных систем теплообменных аппаратов ПТУ.
Порядок проведения уточненного прочностного расчета трубных систем теплообменных аппаратов ПТУ.
Личный вклад автора состоит в непосредственном проведении экспериментов и анализе их результатов, а также проведении расчетного исследования напряженно-деформированного состояния трубных систем, разработке уточненной методики поверочного расчета напряженно-деформированного состояния трубных систем теплообменных аппаратов ПТУ под действием различных нагрузок, проведении расчетного исследования влияния коррозионно-эрозионных повреждений элементов теплообменных аппаратов ПТУ на их надежность в процессе эксплуатации.
Апробация работы. Основные материалы диссертационной работы
обсуждены и доложены на IV и V научно-технических конференциях
молодых ученых ГОУ ВПО УГТУ-УПИ (Екатеринбург, 2003,2004 г); XXV,
XXVI и XXVII Российской школе по проблемам науки и технологий «Наука
и технологии» (Миасс, 2005, 2006 и 2007 гг.); XXXIV Уральском семинаре по
механике и процессам управления «Механика и процессы управления»
(Екатеринбург,2004 г.); Международной научно-технической конференции
«Энергомашиностроение» (Севастополь, 2006 г.); Третьей международной
научно-практической конференции Регионального Уральского отделения
Академии инженерных наук им. A.M. Прохорова (Екатеринбург, 2004 г.);
Второй Российской межвузовской конференции по компьютерному
инженерному анализу «Компьютерный инженерный анализ» (Екатеринбург,
2005 г.); Международной научно-технической конференции
«Совершенствование турбоустановок методами математического и физического моделирования» (Харьков, 2006 г.); Международной научно-практической конференции «Топливно-металлургический комплекс»
(Екатеринбург, 2007 г.); Международной научно-технической конференции «Состояние и перспективы развития электротехнологий - XIV Бернардосовские чтения» (Иваново, 2007); Третьей и Четвертой международной научно-практических конференциях «Совершенствование тепломеханического оборудования ТЭС, внедрение систем сервисного обслуживания, диагностирования и ремонта» (Екатеринбург, 2004, 2007 г.)
Публикации. Основное содержание диссертации опубликовано в 14 печатных работах, в том числе в материалах семи международных конференций и в одной публикации в издании из перечня, рекомендуемого ВАК:
1. Плотников, П.Н. Экспериментально-расчетный анализ колебаний
труб теплообменных аппаратов / П.Н. Плотников, А.В. Занкович, М.Ф.
Целищев // Вестник УГТУ-УПИ - 2003. - № 8(28). - С. 172-176.
2. Плотников, П.Н. Моделирование напряженного состояния элементов
энергетического оборудования при коррозионном растрескивании под
напряжением / П.Н. Плотников, А.С. Руденко, М.Ф. Целищев // Вестник
УГТУ-УПИ -, 2003. - № 8(28). - С. 88-91.
Целищев, М.Ф. Моделирование устойчивости трубной системы сетевого горизонтального подогревателя в условиях сжимающих нагрузок / М.Ф.Целищев, П.Н.Плотников // Вестник УГТУ-УПИ - 2004. - № 15(45). - С. 154-157.
Целищев, М.Ф. Влияние эксплуатационного износа элементов теплообменных аппаратов паротурбинных установок на изменение их напряженного состояния / М.Ф.Целищев, П.Н.Плотников // XXXIV Уральскоий семинар «Механика и процессы управления»., [материалы]. -Т. 1. - Миасс: Изд-во УрО РАН, 2004. - С. 321 -328
Плотников, П.Н. Комплексный анализ влияния эксплуатационных факторов на надежность кожухотрубных теплообменных аппаратов паротурбинных установок / П.Н. Плотников, А.С. Руденко, О. С. Анисимова, М.Ф. Целищев // Четвертая международная науч.-практическая конф.
«Совершенствование тепломеханического оборудования ТЭС, внедрение систем сервисного обслуживания, диагностирования и ремонта», [материалы] - Екатеринбург: Изд-во ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2004. - С. 145-161
6. Целищев, М.Ф. Сравнение различных расчетных моделей трубных
досок теплообменных аппаратов паротурбинных установок /М.Ф.Целищев,
П.Н.Плотников// Компьютерный инженерный анализ. Вестник УГТУ-УПИ -
2005.-№11(67).-С. 24-31.
7. Целищев, М.Ф. Расчетно-экспериментальное исследование
напряженно-деформированного состояния трубных досок теплообменных
аппаратов / М.Ф.Целищев, П.Н.Плотников // «VIII отчетная конф. молодых
ученых ГОУ ВПО УГТУ-УПИ». [науч. труды] Сб. ст.: в 2 ч. - Екатеринбург:
Изд-во ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2005. - 4.1. - С.432-434.
Целищев, М.Ф. Анализ влияния вальцевания трубок в трубной доске на напряженно-деформированное состояние теплообменных аппаратов паротурбинных установок / М.Ф.Целищев, П.Н.Плотников //. Международная науч.-технич. конф. «Энергомашиностроение», г. Севастополь, [материалы] — Севастополь: Изд-во СевНТУ, 2006. - С. 24-25.
Целищев, М.Ф. Оценка деформированного состояния трубных досок теплообменных аппаратов от технологических и эксплуатационных нагрузок / М.Ф. Целищев, П.Н. Плотников // XXV Российская школа и XXXV Уральский семинар, «Наука и технологии», [посвящ. 60-летию Победы : материалы]. - М.: МСНТ, 2005. - С.257-265.
10. Целищев, М.Ф. Влияние вальцевания трубок и перепада температур
на напряженно-деформированное состояние трубных досок теплообменных
аппаратов энергетических установок / М.Ф.Целищев, П.Н.Плотников //
XXXVI Уральский семинар. «Механика и процессы управления».
[материалы] - Екатеринбург: Изд-во УрО РАН, 2006. - Т. 111. - С.218-224.
11. Целищев, М.Ф. Расчетно-экспериментальное моделирование
процесса вальцевания трубок в трубных досках теплообменных аппаратов
энергоустановок I М.Ф.Целищев, П.Н.Плотников // Междунар. НТК «Состояние и перспективы развития энерготехнологии» (XIV Бенардосовские чтения), [материалы] . Т.1. - Иваново: Изд-во ИГЭУ, 2007. -С. 198.
12. Целищев, М.Ф. Влияние технологических и температурных
воздействий на напряженно-деформированное состояние трубных досок
теплообменных аппаратов / М.Ф.Целищев, П.Н.Плотников // Междунар.
научно-техн. журнал «Проблемы машиностроения» - 2007 - № 1. - Т. 10 - С.
79-83.
Целищев, М.Ф. Влияние технологических напряжений в трубных досках теплообменников на их деформированное состояние / М.Ф.Целищев, П.Н.Плотников // Наука и технологии. Секция 3. Динамика и прочность. Крат. сообщ. XXVII Российской школы [ посвящ. 150-летию К.Э.Циолковского, 100-летию С.П.Королева и 60-летию ГРЦ «КБ им. Акад. В.П.Макеева»] - Екатеринбург: Изд-во УрО РАН, 2007. - С. 76-78.
Целищев, М.Ф. Моделирование вальцевания трубок и его влияния на напряженно-деформированное состояние трубных досок теплообменных аппаратов паротурбинных установок / М.Ф.Целищев, П.Н. Плотников // Теплоэнергетика. - 2008 - № 3. С. 33-36.
Структура и объем диссертации. Диссертационная работа состоит из введения, пяти глав, заключения 0,и библиографического списка из 67 наименований. Весь материал изложен на 128 страницах машинописного текста, содержит 58 рисунков, 5 таблиц.
Работа выполнена на кафедре «Турбины и двигатели» ГОУ ВПО «Уральский Государственный Технический Университет - УПИ».
Автор благодарен научному руководителю, декану
теплоэнергетического факультета ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, д.т.н. Плотникову П.Н. за постоянное внимание и помощь в ходе выполнения работы; заведующему кафедрой «Турбины и двигатели» ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, проф., д.т.н. Бродову Ю.М. за критические замечания и помощь в подготовке
работы; ведущему научному сотруднику, д.т.н. Рябчикову А.Ю., ведущему научному сотруднику каф. ТЭС, к.т.н. Аронсону К.Э., старшим научным сотрудникам лаборатории теплообменных аппаратов кафедры «Турбины и двигатели» Ниренштейн М.А., Купцову В.К. и Блинкову С.Н., принявшим активное участие в обсуждении результатов и выводов по работе.
Автор приносит глубокую благодарность и признательность всему коллективу кафедры «Турбины и двигатели», в том числе сотрудникам лаборатории теплообменных аппаратов, оказавшим помощь в выполнении данной работы.
Влияние напряженно-деформированного состояния элементов теплообменных аппаратов на их надежность
В процессе изготовления и дальнейшей эксплуатации теплообменного аппарата напряженно-деформированное состояние отдельных его элементов значительно изменяется. Для одних элементов данное изменение не оказывает значительного влияния, но для других оно может оказаться существенным и привести к отказу всего аппарата в целом. В связи с этим, следует уделять особое внимание как напряженно-деформированному состоянию аппарата в конкретный момент времени, так и его изменению во времени [8-12].
Практика эксплуатации ПТУ показывает, что наиболее критичной частью аппарата, с точки зрения прочности, является трубная система. Трубная система непосредственно участвует в процессе теплопередачи и является разделителем двух теплоносителей. Через стенки трубок происходит процесс теплопередачи между двумя средами. Осуществление этого процесса является основным назначением теплообменного аппарата. Так как взаимные протечки теплоносителя не допускаются, трубная система должна сохранять герметичность при любых режимах работы аппарата. Именно вследствие разрушения трубок и нарушения прочности (герметичности) их крепления с трубной доской, выходит из строя большинство аппаратов [8-12].
В трубных досках суммируются как технологические напряжения (от обработки резанием, вальцевания трубок, затяжки фланцевых соединений), так и напряжения от эксплуатационных нагрузок (перепады температур и давлений теплоносителей). В связи с этим, большое значение имеет анализ величины напряжений в трубках и трубных досках как на этапе изготовления аппаратов, так и на этапе их эксплуатации.
Деформированное состояние всего аппарата в целом оказывает значительное влияние на напряжения в трубной системе. К примеру, значительные деформации корпуса аппарата из-за высокого давления внутри него или наличия больших некомпенсированных термических деформаций приводят к дополнительным усилиям на трубные доски. Сама по себе трубная доска может воспринимать достаточно большие усилия без повреждений, поскольку ее толщина при изготовлении, как правило, выбирается завышенной не из условия прочности, а исходя из удовлетворения условия создания герметичного соединения с трубками [18-21]. Однако возникающие деформации трубной доски неминуемо приводят к деформациям трубок и возникновению в них дополнительных напряжений. Такие деформации трубок могут привести к возникновению неконтролируемых касаний о перегородки в межтрубном пространстве, взаимных касаний трубок (в случае больших деформаций трубок), повышению параметров вибрации и осевых вырывающих нагрузок в районе соединения с трубной доской, а также к коррозионному растрескиванию трубок под напряжением [8,10,22,23]. Как правило, с течением времени подобные нагрузки приводят к нарушению герметичности отдельных трубок. Нарушение герметичности большого числа трубок приводит к выходу всего аппарата из строя и требует замены трубной системы. Данная операция чрезвычайно трудоемка и отражается на экономичности работы турбоустановки в целом.
Рассмотрение при прочностном расчете элементов теплообменного аппарата по отдельности не может дать точного результата, так как существенно их взаимное влияние на напряженно-деформированное состояние друг друга. Поэтому следует, по возможности, рассматривать весь теплообменный аппарат в целом, что в настоящее время не практикуется в связи с несовершенством существующих методов расчета на прочность.
Условия нагружения трубных досок давлением теплоносителей для теплообменных аппаратов с U-образными трубками и с «плавающей головкой» практически одинаковы. Независимо от того, действует ли большее давление среды внутри трубок и водяных камер или со стороны межтрубного пространства, результирующая нагрузка на трубные доски одинакова и может быть принята равной произведению расчетного давления среды и полной площади трубной доски в пределах внутреннего диаметра цилиндрического корпуса теплообменника. Трубки выполняют здесь функцию передатчиков части давления на трубные доски. При большом количестве труб это давление распределяется по поверхности трубных досок достаточно равномерно. Сами трубки, в зависимости от того, где приложено большее давление среды, нагружены по-разному: при большем давлении но внутритрубном пространстве трубки растянуты, а при большем давлении со стороны межтрубного пространства — сжаты. В первом случае трубные доски прогибаются в сторону межтрубного пространства, а во втором - наоборот [19].
При расчете на прочность теплообменных аппаратов жесткого типа кроме нагрузки от давления среды учитывают также нагрузку, связанную с разностью температурных удлинений труб и цилиндрической обечайки корпуса [18-20]. При расчете этого воздействия условно принимается, что при монтажной температуре 20С дополнительные напряжения в трубках и корпусе отсутствует. При независимом свободном термическом удлинении трубок и корпуса возникающая разность удлинений вызвана как разностью температур этих деталей, так и разницей коэффициентов их температурного удлинения.
Моделирование и анализ влияния характера закрепления трубных досок в корпусах прямотрубных теплообменных аппаратов на их напряженно-деформированное состояние
Результаты прочностного расчета трубных досок теплообменных аппаратов по различным методикам могут значительно расходиться в зависимости от того, какая расчетная схема была принята. В связи с этим, в качестве первого этапа моделирования рассмотрим влияние характера представления перфорированной части трубной доски и типа закрепления трубной доски в корпусе теплообменного аппарата (с учетом жесткостей теплообменных трубок и противоположной трубной доски) на ее напряженно- деформированное состояние на примере маслоохладителя МЬ-270-330.
Классически, при решении задачи нахождения напряженно-деформированного состояния трубной доски, последняя принимается как отдельное тело (без учета наличия связей со стороны корпуса или трубной системы). Зачастую подобный подход используют при проектировании аппаратов и в настоящее время [40,42].
Известно несколько видов приближенного решения задачи прочности трубной решетки. В зависимости от поставленной задачи и методики расчета, трубную доску рассчитывают, либо как самостоятельный объект, защемленный или шарнирно опертый по контуру, под действием давления среды, либо как плоскую пластину на упругом основании, имитирующим наличие связей с трубками, либо как пластину, закрепленную в корпусе (рис. 2.5). Все эти методы учитывают один или несколько факторов, влияющих на напряженно-деформированное состояние трубной доски, но не один из них не учитывает сразу всех. Несмотря на это, точность подобных расчетов удовлетворяла требованиям, предъявляемым на этапе проектирования аппаратов.
В качестве первой модели рассмотрим трубную лоску как диск, нагруженный давлением по поверхности, совпадающей с поверхностью трубной доски, обращенной к межтрубному пространству аппарата. Расчеты проводились для трех вариантов закрепления по окружности диска: шарнирное закрепление, жесткое защемление и фланцевое соединение (см. рис. 2.5). В теплообменном аппарате между трубной доской и фланцем корпуса имеется прокладка из уплотнительного материала (паронита) для предотвращения утечек теплоносителя. В расчетной модели с фланцевым закреплением трубной доски (рис. 2.5, в) было учтено влияние такой уплотнительной прокладки. На рис. 2.6 приведены результаты расчета прогиба (у) трубной доски в зависимости от координаты ее радиуса (х). На данном рисунке и далее за положительное направление принимается прогиб трубной доски в сторону, противоположную межтрубному пространству. у,мм
Результаты этого численного моделирования показали, что максимальный прогиб шарнирно закрепленной трубной доски составляет 13 мм, а жестко защемленной - около 3 мм. Полученные результаты позволяют говорить о том, что прогиб трубной доски сильно зависит от условий ее закрепления. Таким образом, даже рассмотрение трубной доски схематично как диска с разными граничными условиями (шарнирно закрепленного или защемленного по ободу), дает сильно различающиеся между собой значения прогибов. На практике трубная доска исследуемого аппарата зажата во фланце. Данный тип закрепления ближе к жесткой заделке, однако, все же он далёк от абсолютно жесткого. Максимальный прогиб трубной доски, зажатой во фланцевом соединении, больше на 30-50% максимального прогиба, полученного в схеме с жестким закреплением. При этом характер кривых прогиба различен. В первом случае, край жестко заделан, и производная у (х) в точке х=0 равна нулю, в последнем же случае это не так, и кривая имеет более сглаженный вид за счет того, что заделка не сосредоточена по одной грани, а распределена по ширине фланца.
Сильное влияние на прогиб трубной доски оказывает осевая жесткость пучка трубок ввиду того, что они значительно повышают жесткость трубной доски, «связывая» две трубные доски аппарата в единую механическую систему. Также через трубки на одну трубную доску передаются нагрузки, действующие на противоположную трубную доску. В основном при проведении прочностных расчетов трубки рассматривают упрощенно, заменяя их силовое воздействие как распределенное давление [14,15]. Л наличием трубного пучка часто пренебрегают.
Вторая расчетная модель отличалась от предыдущих учетом наличия трубок и противоположной трубной доски. Рабочее давление приложено как к одной, так и к другой трубной доске. Исследовалось три способа закрепления исследуемой трубной доски — шарнирное закрепление по внешнему ободу, жесткая заделка и фланцевое соединение. Условия закрепления были приложены только к исследуемой трубной доске, в то время как вторая трубная доска остается свободной, т.к. в маслоохладителе МБ-270-330 она связана с корпусом через мембранный компенсатор. Никаких других сопряженных элементов в данной модели учтено не было. На рис. 2.7 приведено изменение прогиба (у) от расстояния до края грубной доски в радиальном направлении (х).
Как видно из рис. 2.7, абсолютная величина прогиба трубной доски с вводом учета связи с трубками и противоположной доской значительно снизилась. Это объясняется тем, что жесткость такой системы значительно выше, чем жесткость одиночной трубной доски. Трубная доска в месте крепления трубок приобретает прогиб внутрь аппарата, а в зоне, свободной от трубок (в центральной части), - наружу.
Прогиб трубной доски с учетом наличия трубок и противоположной трубной доски (ввиду симметричности, показана только половина кривой) условий. В связи с этим, при проведении прочностных расчетов имеет смысл рассмотрение трубной доски со всеми связанными элементами, т.е. аппарата в целом. Только анализ такой расчетной модели позволяет получить достоверные сведения о напряженно-деформированном состоянии трубной доски.
Основное предназначение маслоохладителя МБ-270-330 - охлаждение масла в системе смазки паровой турбины К-800-240. Охлаждение масла происходит посредством передачи теплоты охлаждающей воде через стенку трубки. Масло имеет температуру, большую, чем температура охлаждающей воды. Так как трубная доска является разделителем двух теплоносителей (охлаждающая вода и масло), то температуры ее поверхностей различны. В результате этого температурное поле внутри трубной доски неравномерное, что приводит к возникновению дополнительных температурных напряжений и деформаций. Для нахождения поля температур в трубной доске, а также термических напряжений и деформаций, был выполнен конечно-элементный анализ.
При решении задачи определения температурных напряжений сначала прикладывались температурные граничные условия и находилось поле температуры внутри трубной доски, затем методом конечных элементов рассчитывалось напряженно-деформированное состояние трубной доски.
При моделировании была принята расчетная температура поверхности трубной доски со стороны воды - 10 С, а со стороны масла - 60 С; эти значения соответствуют максимальной температурной разности, которую может испытывать трубная доска маслоохладителя во время эксплуатации. Расчет проводился методом конечных элементов с применением программы ANSYS. Расчетная модель содержала трубную доску и трубки поверхности теплообмена.
Экспериментальное исследование влияния завалъцованных трубок на напряженно-деформированное состояние трубных досок
В рамках экспериментального исследования влияния завальцованных трубок на напряженно-деформированное состояние трубных досок проводились две серии экспериментальных замеров ряда ашшраюв. Обе серии производились в условиях изготовления аппарата непосредственно на производственной площадке. Первая серия замеров была проведена на теплообменном аппарате с собранными в него, но не завальцованными трубками. Вторая серия - после того, как трубки были завальцованы в обеих трубных досках. В результате получены две кривые прогибов трубной доски: до и после вальцевания трубок. Непосредственный прогиб трубной доски под действием завальцованных трубок равен разности данных кривых.
На рисунках 3.3-3.5 представлены средние значения прогибов трубных досок теплообменных аппаратов в точках измерения для каждой серии измерений, а также аппроксимированные кривые прогибов трубных досок теплообменных аппаратов в каждом их состоянии и их разность, выражающая прогиб трубной доски теплообменного аппарата под соответствующим силовым воздействием. Аппроксимация проводилась квадратным многочленом восьмого порядка. На всех графиках за отрицательное значение прогиба принят прогиб в сторону трубного пространства.
Как видно из рисунков 3.3-3.5, кривая прогиба трубной доски под действием давления завальцованных трубок имеет максимумы, соответствующие месту крепления трубок в трубной доске. Во всех случаях максимумы направлены наружу из трубного пространства. Присутствие данных максимумов объясняется наличием трубок, которые, обеспечивая связь с противоположной трубной доской, повышают жесткость трубной доски в местах ее крепления с трубками. Как видно из рис 3.6, расчетная кривая прогиба с достаточно хорошей степенью точности совпадает с экспериментальной, что позволяет рекомендовать описанную в 2.5 расчетную модель и метод расчета для определения остаточных напряжений и деформаций в трубной доске после вальцевания в ней трубок. Полученный в ходе такого расчета уровень напряженно-деформированного состояния трубной доски можно принимать за исходный при проведении поверочных расчетов теплообменных аппаратов при действии эксплуатационных нагрузок (разницы давлений теплоносителей и градиентов температур).
3.4. Экспериментальное исследование влияния давления гидравлических испытаний на напряэ/сенно-деформированное состояние трубных досок
В рамках экспериментального исследования влияния разности давления в теплообменном аппарате на напряженно-деформированное состояние трубных досок также были проведены по две серии замеров на каждом из исследуемых аппаратов. Данные замеры были проведены на производственной площадке в процессе гидравлических испытаний аппаратов, в ходе которых трубное пространство теплообменного аппарата наполнялось водой с давлением до 1 МПа. Были проведены замеры прогиба трубной доски аппарата сначала под давлением 1 МПа, а затем без давления. В результате получены две кривые, разность которых описывает деформированное состояние аппарата под действием избыточного давления.
Наиболее полные экспериментальные данные получены для двух моделей теплообменных аппаратов: МБ-270-330 и МБ-125-165. Данные аппараты имеют схожую конструкцию и отличаются только диаметром корпуса и количеством трубок. Как видно из рис. 3.7 и 3.8, кривая прогиба трубной доски под действием давления гидравлических испытаний (также как в случае с давлением завальцованных трубок) имеет максимумы, соответствующие месту крепления трубок в трубной доске. Однако направленность данных максимумов обратная - в сторону трубного пространства. Общий прогиб трубной доски под действием давления гидравлических испытаний направлен внутрь аппарата, что, на первый взгляд, противоречит логике, так как давление гидроиспытаний прикладывалось изнутри корпуса аппарата. Данный факт объясняется тем, что корпус аппарата, обладающий меньшей жесткостью, чем его трубки, удлиняется больше. Максимальный прогиб трубных досок исследуемых теплообменных аппаратов зависит от диаметра трубной доски: при прочих равных условиях, чем выше диаметр, тем больше прогиб. На рис. 3.9 изображены (экспериментальная и рассчитанная по модели, представленной в разделе 2.4) кривые прогиба трубной доски маслоохладителя МБ-270-330 под действием внутреннего давления в аппарате при проведении гидравлических испытаний. По результатам экспериментального исследования деформаций трубных досок теплообменных аппаратов под действием давления завальцованых трубок и давления гидравлических испытаний аппаратов установлено: 1. Значения прогибов трубных досок исследуемых типоразмеров аппаратов достигают 0,47 мм (зарегистрированы на аппарате ПСВ-200М) для нагрузки от завальцованных трубок и 0,3 мм для нагрузки от разницы давлений теплоносителей (зарегистрированы на аппарате МБ-270-130). 2. Максимальные значения прогибов трубных досок для исследуемых аппаратов не превышают 0,5 мм под действием всех нагрузок, изученных в ходе экспериментов. Это объясняется тщательным соблюдением на производстве технологии вальцевания, а также малыми диаметрами трубных досок теплообменных аппаратов. Однако даже данные значения прогибов могут привести к затруднению в процессе сборки аппарата и снизить его эффективность во время эксплуатации за счет образования межходовых протечек теплоносителей, а также возникновению дополнительных напряжений в трубках, снижающих их запас прочности. 3. Остаточный прогиб трубных досок под действием давления со стороны завальцованых трубок, полученный в ходе экспериментального исследования, для исследуемых аппаратов в 1,5-2 раза превышает прогиб, зафиксированный в процессе гидроиспытаний аппаратов. Данный факт говорит о существенном влиянии контактного давления со стороны завальцованых трубок на напряженно-деформированное состояние трубной доски и всей трубной системы в целом. Следовательно, нельзя пренебрегать данным видом нагрузки на трубную систему в ходе прочностного расчета теплообменного аппарата. 4. Полученные экспериментальные кривые прогиба трубных досок теплообменных аппаратов качественно и количественно согласуются с расчетными кривыми, полученными в ходе численного моделирования и описанными в главе 2. Это позволяет сделать вывод о пригодности данных расчетных моделей для расчетов теплообменных аппаратов указанных конструкций.
Влияние коррозионных повреждений трубок на изменение их напряженно-деформированного состояния
В процессе эксплуатации многие элементы теплообменник аппаратов паротурбинных установок подвержены коррозионному воздействию, что приводит к возникновению различного рода повреждений на поверхности металла. Данный процесс неизбежен, а современные химические средства позволяют только замедлить его. Одним из основных последствий возникновения коррозионных повреждений на поверхности металла является перераспределение напряжений [38]. В зонах локализации коррозии возникает местная концентрация напряжений. Такое повышение напряжений, в свою очередь, может приводить к ускорению процесса коррозии, возникновению питтингов и трещин, и, как следствие, к повреждению детали. Таким образом, исследование процесса образования и развития коррозионных повреждений представляет собой чрезвычайно важную задачу.
В качестве объекта исследования были выбраны повреждения в виде локальных питтинговых образований, как наиболее часто встречающиеся на ранней стадии развития коррозии [38,39]. Рассматривалось изменение напряжений, к которому приводило возникновение данных повреждений, по сравнению с неповрежденным материалом.
Изучение данного явления проводилось методом конечных элементов с применением программного продукта ANSYS. В качестве примера рассматривалась прямоугольная пластинка с размерами 1x10x40 мм (рис.4.4.), которая имеет на наружной поверхности в центре единичное повреждение. Рассмотрение пластинки вместо трубки, по нашему мнению, вполне правомерно, так как процессы развития питтинговых повреждений в условиях действия статических напряжений практически идентичны, не зависимо от формы поверхности.
Моделировались повреждения различных типов: коническая лунка, полуэллиптическая лунка, поперечная канавка. В силу симметричности модели во всех расчетах с целью уменьшения машинного времени и трудоемкости расчетов рассматривалась только четверть пластинки. Все расчеты производились для материала с модулем упругости Юнга равным 200 ГПа и коэффициентом Пуассона 0,3. За критерий напряженного состояния материала принимались эквивалентные суммарные напряжения по Мизесу. Для определения влияния коррозионного дефекта на напряжения в материале рассчитывался коэффициент концентрации напряжений, который находился как отношение напряжений вблизи дефекта к напряжениям в материале без дефекта. Во всех случаях нагружение происходило растягивающей нагрузкой вдоль длины пластинки. Нелинейность упругой характеристики материала не учитывалась.
Если рассмотреть расположение максимального коэффициента концентрации (рис.4.12.), то видно, что с ростом радиуса R, максимальный коэффициент опускается ниже, и при радиусе, равном 0,3 мм находится на дне канавки.
Также были проведены расчеты для одиночного дефекта в виде конической лунки (рис. 4.13.). Исследовался максимальный коэффициент концентрации напряжений, а также максимальная глубина, на которой он проявлялся в зависимости от поверхностного радиуса лунки. Глубина лунки, как и прежде, оставалась постоянной и равной 0,1 мм.
Расчеты данной модели показали, что с увеличением поверхностного радиуса лунки (угла раскрытия конуса) максимальный коэффициент концентрации напряжений К растет (рис. 4.14). Максимальный коэффициент концентрации соответствует поверхности лунки, перпендикулярной к направлению растяжения, а минимальный - параллельной. Независимо от угла раскрытия конуса (за исключением поверхностных радиусов меньше 0,025 мм) максимальный коэффициент концентрации локализуется на глубине, равной примерно 0,1 мм, что соответствует вершине конуса .
Результаты исследования приведенных выше моделей позволяют спрогнозировать развитие коррозионных повреждений на поверхности материала следующим образом: на ранней стадии развития повреждений образуются локальные питтинги по своей форме близкие к полуэллипсам; напряжения на их боковой поверхности распределены таким образом, что способствуют развитию коррозии в направлении, перпендикулярном растяжению. Это приводит к тому, что повреждения изменяют свою форму, преобразуясь в продольные канавки. В свою очередь этим канавкам соответствует такой коэффициент концентрации напряжений, при котором создается опасность появления поперечной трещины на пластине. Полученные значения коэффициента концентрации напряжений (до 7,5 для продольной канавки) говорят об особой опасности коррозионных образований для прочности материала.
Эрозионный и коррозионный износ материала кроме снижения общей прочности материала приводит к снижению запаса прочности сцепления трубки с трубной доской (к снижению прочности и плотности вальцованного соединения).
В связи с этим, в рамках данной работы было произведено исследование изменения минимального усилия вырыва трубки из трубной доски F B процессе эксплуатации аппарата. В процессе эксплуатации теплообменного аппарата под действием коррозионно-эрозионных процессов происходит уменьшение толщины стенки трубки по всей ее длине и, в частности, в зоне ее контакта с трубной доской. Данное утонение приводит к уменьшению ее радиальной жесткости, и, как следствие, к уменьшению остаточного контактного давления в соединении трубки с трубной доской.
В рамках исследования влияния утонения стенки трубки на контактное давление в соединении «трубка - трубная доска» было произведено конечно-элементное исследование. В качестве примера для исследования была взята трубная система маслоохладителя МБ-270-330. Для получения исходного состояния контактных напряжений в вальцованном соединении при неповрежденной трубке был выполнен расчет вальцованного соединения с применением метода «эквивалентной втулки» [53] аналогично разделу 2.4. Затем в полученном состоянии вальцованного соединения производилось постепенное удаление внутреннего слоя трубки. Данный процесс моделировался при помощи уменьшения жесткости конечных элементов в соответствующем слое до нулевого значения («смерть» элемента). График зависимости контактного давления в соединении трубки с трубной решеткой представлен на рис. 4.16.
Для определения опасности уменьшения допустимого усилия вырыва трубки из трубной доски, был произведен расчет допустимых осевых усилий в трубках на основании данных расчета вальцованного соединения маслоохладителя МБ-270-330, произведенного в разделе 2.4. Расчет усилия вырыва производился по выражению (4.5). Согласно данным работ [53,65-66], коэффициент трения в соединении трубки и трубной доски зависит от их материала и чистоты соприкасающихся поверхностей. Его значение лежит в пределе от 0,14 до 0,35. В расчете принимался минимальный коэффициент трения 0,14. Глубина вальцевания была принята равной 30 мм, что соответствует технологическому процессу вальцевания трубок в трубной доске теплообменного аппарата в процессе изготовления трубной системы. Остаточное давление в вальцованном соединении, по данным расчета в параграфе 3.4, равно 17,5 МПа. С учетом данных условий допустимое осевое усилие вырыва на трубку, рассчитанное по зависимости (4.5), составляет 3785 Н.
Деформации трубных досок под действием усилий от завальцованных в них трубок вызывают в свою очередь деформации растяжения-сжатия трубок. Как видно из расчета прогиба трубой доски МБ-270-330, выполненного в разделе 3.4, под действием только давления завальцованных трубок максимальное растяжение трубок в середине трубного пучка может доходить до 0,2 мм, а максимальное сжатие в трубках на периферии трубного пучка — до 0,6 мм (с учетом зеркальной симметрии деформирования обеих трубных досок аппарата). Такие максимальные деформации трубок вызывают относительно невысокие напряжения в них (около 45 МПа), но осевые усилия в трубках (особенно сжимающие, доходящие до 1700 Н) могут вызывать значительные сдвиговые напряжения на поверхности контакта завальцованой трубки с отверстием трубной доски. Таким образом, коэффициент запаса прочности вальцованного соединения указанного аппарата под действием только технологического усилия от завальцованных трубок составляет 3785/1700 = 2,2. Данный показатель уменьшается линейно в зависимости от остаточной толщины стенки трубки, а это в свою очередь, в процессе эксплуатации под действием коррозионно-эрозионного износа на 50 % приведет к возникновению опасности нарушения герметичности вальцованного соединения. Следует отметить, что указанный выше расчет произведен для трубной доски, нагруженной только технологическим усилием от завальцованных трубок. Под действием других усилий (разности температур и давлений теплоносителей) данный коэффициент запаса прочности уменьшится.
