автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.02, диссертация на тему:Продольная устойчивость выдвижных шпинделей затворов трубопроводов

На правах рукописи

Ефимова Анна Игоревна

ПРОДОЛЬНАЯ УСТОЙЧИВОСТЬ выдвижных ШПИНДЕЛЕЙ ЗАТВОРОВ ТРУБОПРОВОДОВ

Специальность: 05.02.02-«Машиноведение, системы приводов и детали машин».

АВТОРЕФЕРАТ ДИССЕРТАЦИИ на соискание ученой степени кандидата технических наук

1 О ОКГ ¿013

Тула - 2013 005534554

005534554

Работа выполнена в ФГБОУ ВПО «Тульский государственный университет».

Научный руководитель: Панченко Евгений Васильевич,

доктор технических наук, доцент.

Официальные оппоненты:

Проскуряков Николай Евгеньевич, доктор технических наук, профессор, ФГБОУ ВПО «Тульский государственный университет», профессор кафедры «Теории полиграфического производства и защиты информации»;

Гордон Владимир Александрович, доктор технических наук, профессор, ФГБОУ ВПО «Государственный университет -УНПК» (г. Орел), заведующий кафедрой «Высшая математика».

Ведущее предприятие:

ЗАО «Тулаэлектропривод».

Защита состоится «30» «октября» 2013 года в 14:00 часов на заседании диссертационного совета Д212.271.10 при ФГБОУ ВПО «Тульский государственный университет» по адресу: 300012, г. Тула, пр. Ленина, 92.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ФГБОУ ВПО «Тульский государственный университет»

Автореферат разослан « 20 «сентября» 2013 года.

Ученый секретарь диссертационного совета

Крюков Владимир Алексеевич

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. Затворами трубопроводов оснащаются многие установки и агрегаты в химической, нефтедобывающей и нефтеперерабатывающей промышленности, в металлургии и энергетике, в авиастроении и судостроении, в жилищном и промышленном строительстве. Одной из основной причин отказов или неэффективности затворов является потеря продольной устойчивости шпинделем под действием больших сжимающих усилий при закрытии затвора.

Работы по моделированию потери продольной устойчивости сжатых стержней велись и ведутся Тимошенко С.П., Вольмиром A.C., Филином А.П., Масленников А. М. и другими. По сравнению с расчетом стержней, расчет на продольную устойчивость шпинделей затворов трубопроводов имеет свои особенности. Известный ученый - арматурщик Гуревич Д.Ф. предлагает расчет шпинделя на продольную устойчивость вести по формуле Эйлера как для однородного стержня с эффективным диаметром, соответствующим диаметру впадин резьбы. В диссертационной работе Патриковой Т.С., на примере вращающегося шпинделя, рассмотрены и учтены: технологические несовершенства винта; переменность модуля упругости по длине шпинделя вследствие возможного неравномерного нагрева его материала; упрочняющее влияние резьбы по отношению к внутреннему диаметру.

По отношению к вращаемому шпинделю расчет выдвижного шпинделя на продольную устойчивость имеет дополнительные сложности. Выдвижной шпиндель имеет ступенчатую форму, в которой можно выделить 3 участка: верхний участок с резьбой; средний участок меньшего диаметра без резьбы; нижний участок максимального диаметра без резьбы, ограниченный в верхней своей части по боковой поверхности набивкой сальникового уплотнения. Такую конструкцию следует рассматривать как ступенчатую и в этом заключается принципиальное отличие расчета на продольную устойчивость выдвижного шпинделя, как от обычных стержней, так и вращающихся шпинделей.

А. М. Масленников проверял составные ступенчатые стержни на продольную устойчивость при помощи метода конечных элементов. Полученные им результаты следует признать положительными, но трудно осуществимыми в практических инженерных расчетах. Кроме того, выдвижные шпиндели затворов трубопроводов имеют сальниковое уплотнение, расположенное между верхним резьбовым и нижним гладким участками, которое в силу упругих свойств набивки сопротивляется изгибу. В связи с этим, необходим учет поддерживающего влияния уплотнительного сальникового устройства при возможной потере устойчивости шпинделем. A.C. Вольмир рассматривал продольную устойчивость стержней, лежащих на упругом основании. При этом, в отличие от сальникового уплотнения, поперечная нагрузка распределялась равномерно вдоль всей длины стержня.

Таким образом, моделирование потери продольной устойчивости выдвижным шпинделем затвора трубопровода, позволяющее выбрать рациональ-

ные геометрические параметры шпинделя, с учетом его ступенчатой формы, а также поддерживающего влияния сальника является не только актуальным, но и необходимым, так как неучет столь важных факторов может привести к отказу или к неэффективной работе задвижек.

Цель работы: повышение достоверности расчетов и научное обоснование новых технических решений при проектировании затворов трубопроводов за счет учета ступенчатой конструкции выдвижного шпинделя и поддерживающего влияния сальникового уплотнения при потере шпинделем продольной устойчивости.

Объект исследования: выдвижные шпиндели затворов трубопроводов.

Предмет исследования: силовое нагружение выдвижных шпинделей затворов трубопроводов, приводящее к потере шпинделем продольной устойчивости.

Методы исследования. Исследование силового нагружения выдвижных шпинделей затворов трубопроводов проводилось с использованием фундаментальных законов механики. Условием, обеспечивающим современный уровень моделирования, является широкий анализ работ и логическая связь с теоретическими и экспериментальными результатами предыдущих исследований, сопоставление некоторых выводов с известными фактами.

Научная новизна состоит в разработке моделей, описывающих силовое нагружение выдвижных шпинделей затворов трубопроводов, приводящее к потере шпинделем продольной устойчивости, с учетом ступенчатого изменения поперечного сечения и поддерживаюшего влияния сальника.

Научные положения, выносимые на защиту:

- модель осевого нагружения выдвижных шпинделей затворов трубопроводов при перекрытии перемещаемого потока и метод их расчета на продольную устойчивость с учетом ступенчатого изменения поперечного сечения;

- расчетные формулы, позволяющие рассматривать геометрически неоднородные составляющие конструкции шпинделя в отдельности и определять суммарную величину максимальной нагрузки для конструкции в целом;

- модель неравномерного поперечного нагружения выдвижного шпинделя затвора трубопровода со стороны сальникового уплотнения вследствие изгиба шпинделя при потере продольной устойчивости и расчётные формулы для учёта поддерживающего влияния сальника;

- новые технические решения для конструкций шиберных задвижек с уплотнением для шпинделя и практические рекомендации по оптимизации параметров существующих конструкций затворов трубопроводов.

Достоверность научных положений, выводов, рекомендаций и разработанных методик обусловлена корректностью применения математических методов, широким использованием ЭВМ, сравнением результатов моделирования с имеющимися теоретическими и экспериментальными данными.

Практическая значимость и реализация результатов. Разработан ряд инженерных методик и реализованы на ЭВМ алгоритмы и программы модели-

рования исследуемых задач. Предложена методика расчета выдвижного шпинделя затвора трубопровода на продольную устойчивость, учитывающая его ступенчатую конструкцию с резьбовой, и не резьбовой частями, и с промежуточной линейно-упругой опорой, имитирующей поддерживающее влияние сальникового уплотнения.

Предложены новые конструкции шиберных задвижек с уплотнением для шпинделя и даны практические рекомендации по оптимизации параметров существующих конструкций затворов трубопроводов.

Апробация работы. Основные положения диссертации и результаты исследований докладывались соискателем на ежегодных научно-технических конференциях профессорско-преподавательского состава ТулГУ (2010 — 2012 г.г.), XXXVI и XXXVII Международных молодежных научных конференциях «Гагаринские чтения» (г. Москва, МАТИ, 2010, 2011 г.г.), XVII Международной научно-технической конференции «Автоматизация: проблемы, идеи, решения (АПИР-17) (г. Тула, ТулГУ, 2012), расширенном заседании кафедры ПМДМ (г. Тула, ТулГУ, 2013).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 7 научных работ, в том числе 3 статьи в журналах, входящих в перечень ВАК.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех разделов, заключения и общих выводов, библиографического списка из 113 наименований. Объем диссертационной работы составляет 120 страниц, в том числе 48 рисунков и 6 таблиц.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ Во введении обосновывается актуальность проводимых исследований, сформулированы цель и задачи диссертационной работы, ее научная новизна и практическая ценность и основные положения, выносимые на защиту, реферируется содержание разделов диссертации.

В первом разделе работы рассматриваются общие сведения о трубопроводной арматуре, условия ее работы и основные расчетные схемы.

При выдвижном шпинделе управление затвором осуществляется путем вращения гайки, связанной с маховиком (шестерней электропривода). Шпиндель имеет только поступательное движение. В зависимости от обозначения основные размеры и характеристики затворов находятся в широких пределах: диаметр прохода ОН от 50 до 2000 мм; давление PN от 16 до 250 Н/см2; длина шпинделя Н от 345 до 1662 мм; удлинение шпинделя (отношение длины к диаметру) до 30: применяемые резьбы от Тг20х4 до Тг50х8. Приводы обеспечивают крутящий момент на винте до 1050 Нм, а в отдельных случаях и выше. При таких условиях нагружения уточняются силовые характеристики арматуры и формулируются задачи, возникающие при проектировании выдвижных шпинделей затворов трубопроводов. Формулируются цель и задачи исследований.

Во втором разделе работы рассматривается продольная устойчивость выдвижного шпинделя как стержня со ступенчато изменяющейся жесткостью при осевом сжимающем нагружении. Расчетная схема и эпюра сил, действую-

щих на выдвижном шпинделе, представлена на рис.1. Изменением величины осевой сжимающей нагрузки по длине шпинделя можно пренебречь. Винтовая часть шпинделя имеет существенно меньший эффективный диаметр, который близок к среднему диаметру резьбы. Тогда, выдвижной шпиндель необходимо рассматривать как стержень со ступенчато изменяющейся жесткостью. Причем возможно наличие не только двух, но и трех и более ступеней. Например, в зонах сальника и клина диаметр может отличаться, как от диаметра гладкой части, так и от эффективного диаметра резьбовой части.

Предлагается мысленно стержень шпинделя разбить на 3 (рис. 2) или более части с длинами разного диаметра , /,, /,... /„ соответственно. Для каждой части в отдельности посчитать соответствующие фиктивные значения критических сил РпР2,Р,....Рг:_1,Рп по формуле Л.Эйлера:

п,кр.

тр-Е ./

О)

где Е - модуль упругости материала шпинделя; 3 - момент инерции соответствующего поперечного сечения.

Из формулы (1) видно, что длина для каждого участка обратно пропорци-

, (с

корню квадратному от величины критическом нагрузки / =,

. Сумма длин отдельных участков составит длину стержня в целом 1 = 1,+12 +/, + .... + /„.

Рис.1. Расчетная схема и эпюра сил, дей- Рис. 2. Схема для определения сум-ствующих на выдвижном шпинделе марной критической нагрузки Тогда, справедливо следующее выражение:

Д= [Ш+ & + .+ & = ? (2)

V Р \ р< V р2 V рп «Л V р» где константы С,С,,С,,...,С„ подлежат определению.

Поделим левую и правую часть уравнения (2) на С. Тогда условие (2) запишется так:

•¡р Д №

где = ... =

Разрешая (3) относительно Р, получаем:

рр .

Р

(4)

В случае геометрически неоднородного шпинделя предлагается его сум марную жесткость определять с учетом длин участков с постоянной жестко

(£■/)„„ = £,У, ^ + +''' + ¿.А у = Xу"

(5)

/ ' I

Очевидно, что жесткости отдельных участков шпинделя с постоянным диаметром определяются так:

С, = £,7,, С2 = Е2 J2,..., С„ = £„./„. (6)

Тогда, формулы для вспомогательных коэффициентов К,, К2, и К„ запишутся:

к,-

ЕЛ,

Е^ + ЕЛ, у+-

г / 11+.

Для проверки адекватности модели использовались результаты исследований, изложенные в монографии А. М. Масленникова и в справочнике С.П. Фесика. Рассматривается стержень, со ступенчато изменяющейся жесткостью как с заделанным концом, так и с шарнирно - опертыми концами и сжатый продольной силой, приложенной к верхнему торцу (рис. 3 а и б соответственно). Для схем, представленных на рисунке 3, решение (4) имеет вид:

Р Р

где Л', =

ЕЛ,

ЕЛ, ± + EJ, 4

Р... =

К,=

{к^+к^У

(7)

£,Л

Л

ЕЛ, — + £,./, Ц-

кр

Ь

27

Л&

ТТЛч-

а)

:к

ж

б)

Рис. 3. Расчетные схемы А. М. Масленникова (а) и С.П. Фесика (б) При этом стержень круглого сечения состоит из двух одинаковых частей

длиной /,=/,=/. диаметры поперечных сечений стержней были подобраны так, чтобы выполнялись следующие условия J¡ = J , J1 = Ы, =2У .

По формулам Л. Эйлера, для каждой отдельной части заделанного и шар-нирно - опертого стержня, соответственно имеем:

= (8) 1 4.12- 2 4-1 1

Р = (9)

1 ¡2 2 ¡г 1

Подставляя (8) и (9) в (7), после несложных вычислений, с учетом значений К, =0,816, и К2 =1,155, для рассмотренных расчетных схем, получаем следующие результаты соответственно: Ркр= 0.926^ и РЧ, = 3.6ЯЦ£. А. М. Масленниковым при помощи численного метода для той же задачи, был получен следующий результат:/^ =1.03ф££. П.С. Фесик для своей расчетной схемы

Г

приводит следующие данные: Ркр=Ъ.2\Ц-. Видно, что в обоих случаях погрешность не превысила 10 %, что можно считать удовлетворительным.

Далее проводятся исследования влияния геометрических факторов составных стержней (количества участков, их диаметров и длин) на величину суммарной критической нагрузки. Показано, что учет ступенчатой формы выдвижного шпинделя оказывает существенное влияние на его запас по продольной устойчивости, а разработанные модели не только инженерно реализуемые, но и удовлетворительно согласуются с результатами предыдущих исследователей.

Таким образом, предложен метод оценки продольной устойчивости выдвижных шпинделей затворов трубопроводов как стержней со ступенчатым изменением поперечного сечения, нагруженных сжимающей осевой силой, позволяющий рассматривать неоднородные составляющие конструкции в отдельности и определять суммарную величину максимальной нагрузки для конструкции в целом.

В третьем разделе рассматривается продольная устойчивость выдвижного шпинделя затвора трубопровода как шарнирно опертого стержня с промежуточной неравномерно распределенной поперечной нагрузкой, нагруженного сжимающей осевой силой.

Известно, что материал уплотнителя сальника сопротивляется изгибу линейно упруго. Тогда схему расчёта такой стержневой конструкции на продольную устойчивость можно представить в виде (рис. 4).

Уравнение изогнутой линии в этом случае запишется так:

ш

где Е - модуль упругости материалов шпинделя; J - момент инерции попе-

речного сечения; Я,, - реакция опоры.

Реакция опоры А определялась как сумма двух составляющих:

где Я'л - составляющая реакции опоры от распределения нагрузки в виде прямоугольника; Я" - соответственно от - треугольника.

/

ф!

ТУ*,4

\ЛЛЛС

\zvvf ; , .

I. Ф-, '21

Ъ У

Рис.4. Затвор трубопровода и расчетная схема учета поддерживающего влияния сальника Из уравнений равновесия получили:

1-1-Х-1

1-1 I 1 > с. 2

Я, = * ^ УН, -1) + +-ТА-

Подставляя (11) в (10) получили:

а-

1

/-/ I I '-А--'-

к - Я', + М/, +-~~

(П)

(12)

При интегрировании (12) применяли метод последовательных приближений. В качестве первого приближения использовали синусоиду Эйлера:

(13)

, , .яг

3'1(-) = С„51Пу.

Подставляя (13) в правую часть (12) получили обыкновенное дифференциальное уравнение, в котором правая часть является известной функцией от г:

¿г2 К/

I

(14)

После последовательного интегрирования (14), с учетом граничных условий ^2(0) = 0 и у2{1) = 0, получили:

где Кя = к

1-1, .

-'-эш

/

Л00 =

_о

(15)

(16)

Для нахождения первого приближения критической силы приравняем амплитуды первого и второго приближения в фиксированной точке х = 1\:

1--^-

бзш——!-£ -У /

(17)

Тогда, окончательно выражение для второго приближения запишется так:

1-

п-1 бэт—

.ТС Ял . 1 , эт—+——(г -/•-)

I 6Е-Г

(18)

Для нахождения третьего приближения подставим (18) в правую часть (12) и повторим описанную выше процедуру.

Тогда, второе приближение критической силы примет вид:

о

1-

х_/

, Т + А

7л-2-60 60

(19)

Для проверки адекватности полученных формул предположим, что промежуточная опора расположена по середине стержня, т. е. Тогда уравнение (19) запишется так:

п-Е^ п2Ял1

—.— +-—

/' 16

1 +

ЯУ 1я +240

(20)

24 Е-З 640

Проанализируем формулу (20). При к = 0 (сальник отсутствует) выражение (20) трансформируется в известную формулу Л. Эйлера для шарнирно-опёртой балки. При к ->оо (абсолютно жёсткая промежуточная опора) имеем:

п2ЕЗ к2Ял1

24л-г£/640 3,б2л-г£У

^4-2 = 1™

I2 16 = _ _

х | Я/ 1п2 +240 16/Н7гг'+240) I2 + 24£/ 640

а точное решение (суммарная длина стержня в 2 раза меньше): Рч, = —^Г

Видно, что между точным решением и приближённым расхождение менее 10%. Для более точного решения необходимо дальнейшее нахождение приближений. На рисунках 5 и б представлены результаты численных расчетов.

полученные при следующих исходных данных: Е = 2-105 Н/мм2; 3= 491 мм4; I =

100 мм; и = 50 мм; 12 = 10 мм. На рисунке 5 представлены изогнутые линии оси

шпинделя в зависимости от жесткости сальника: кривая 1 - при коэффициенте

жесткости к=0 (сальник отсутствует); кривая 2 — при к=103 Н/м; кривая 3 — при

к=5-103 Н/м; кривая 4 - при к—(абсолютно жесткая промежуточная опора). у(г), хС0

0,75 0,5 0,25

О

- 0,25

0 20 40 60 80 г

Рис.5. Изогнутые линии оси шпинделя в зависимости от жесткости сальника Анализ рисунка позволяет сделать выводы о том, что кривая 1 совпадает с синусоидой Эйлера, с ростом жесткости сальника амплитуда прогиба уменьшается и при коэффициенте жесткости к=5-103Н/м (кривая 3) изгиб происходит по уже двум несимметричным полуволнам, а при замене сальника на абсолютно жесткую промежуточную опору (кривая 4) - по двум симметричным полуволнам, что соответствует классическому решению.

На рисунке б представлена зависимость величины критической нагрузки от жесткости сальника. При к=0 решение совпадает со значением Эйлеровой критической силы. С ростом коэффициента жесткости величина критической нагрузки возрастает и при больших величинах коэффициента жесткости приближается к значению, справедливому для стержня с тремя жесткими опорами.

Ркр, Па

2,2x105

1,9х105

1,6 к106

1,3*10° 1x105

0 1 2 3 4 к, х10а Н/м Рис.6. Критическая нагрузка в зависимости от жесткости сальника Таким образом, предложена модель и получены расчётные формулы для учёта влияния поддерживающего влияния сальника при моделировании потери

продольной устойчивости выдвижным шпинделем затвора трубопровода. Показано, что жесткость сальника, его расположение и размеры оказывают существенное влияние на параметры устойчивости конструкции и их рациональный выбор позволяет существенно повысить запас шпинделя по устойчивости.

В четвертом разделе проводятся численные расчеты для реальных конструкций выдвижных шпинделей затворов трубопроводов. На рисунках 7 и 8 представлены зависимости величины критической силы соответственно от момента инерции сечения резьбовой части (рис. 7) и длины резьбовой части (рис. 8) для клиновых задвижек ЗКЛП 50 — 40 с максимальным крутящим моментом Т=60 Нм, шпиндель диаметром с1=20мм, рабочей длиной 1=400мм, с резьбой Тг20х4. Кривая 1 без учета поддерживающего влияния сальника, кривая 2-е учетом. Видно, что в первом случае критические силы существенно меньше во всем диапазоне изменения как момента инерции сечения (зависит от принятого расчетного диаметра), так и длины резьбовой части.

Рис. 7. Зависимость критической силы от момента инерции сечения резьбовой части с учетом сальника и без него

Рис. 8. Зависимость критической силы от длины резьбовой части с учетом сальника и без него

С учетом проведенных расчетов, была разработана методика проектиро-

вания выдвижных шпинделей затворов трубопроводов.

С целью уменьшения нагрузки на шпиндель была предложена новая конструкция комбинированной (одновременно с вращаемым и выдвижным шпинделем) шиберной задвижки. Недостатками известных конструкций задвижек является невозможность обеспечения двухскоростного режима опускания шпинделя: быстро - медленно, что обеспечивает меньшую нагрузку на элементы трубопроводной арматуры и, как следствие, наиболее эффективную, безопасную и надежную работу затвора. Задачей технического решения является повышение надежности и безаварийности трубопроводного транспорта за счет быстрого перекрытия аварийной части трубопровода без перепада давления, способного разрушить задвижку или безаварийную часть трубопровода.

Поставленная задача достигается тем. что в шиберной задвижке (рис. 9), содержащей верхний корпус 1, крышку 2 с отверстием, гайку 3 винтовой передачи приводного механизма, шпиндель 4 и запорный орган 5, расположенный в нижнем корпусе 6, шпиндель задвижки имеет резьбы, в верхней части, контактирующей с гайкой винтовой передачи приводного механизма, в нижней, контактирующей с гайкой 7, заложенной в запорный орган, в верхней части резьбы шпинделя расположена стопорная шайба 8, длину верхней части резьбы выбирается равной половине диаметра прохода трубопровода, резьбу нижней части шпинделя выбирают двухзаходной.

При поступлении команды на закрытие задвижки начинает вращаться расположенная в верхнем корпусе 1 гайка 3 винтовой передачи приводного механизма. Шпиндель 4, проходящий через отверстие в крышке 2, с запорным органом 5 движется поступательно, перекрывая поток перемещаемой среды. По мере перекрытия потока за задвижкой происходит потеря скоростного напора,

<

Рис. 9. Шиберная задвижка

Рис. 10. Сальниковая камера с уплотнением

которая, в свою очередь, приводит к повышению давления в части трубопровода до задвижки, то есть возникает перепад давлений. Расчет арматуры показал, что перепад давления зависит от скорости перекрытия потока, а давление более существенно возрастает при перекрытии второй половины потока. Тогда, если при перекрытии первой половины потока стопорная шайба 8 упрется в гайку 3 винтовой передачи приводного механизма, не позволяя шпинделю 4 двигаться далее поступательно вниз, то шпиндель 4 перейдет во вращательное движение. При этом, за счет гайки 7, заложенной в запорный орган 5, поступательно вниз начинает двигаться запорный орган 5. Чтобы при этом понизить скорость перекрытия потока необходимо нижнюю часть резьбы на шпинделе 4 выполнить с отличными от верхней резьбы характеристиками. Например, верхняя резьба — однозаходная, а нижняя - двухзаходная. В результате скорость опускания запорного органа 5 при вращательном движении шпинделя 4 станет в 2 раза меньше первоначальной скорости перекрытия потока за счет поступательного движения шпинделя. Это обеспечит существенное снижение нагрузки как на шпиндель, так и на безаварийную часть трубопровода.

На основе расчетной модели, разработанной в третьем разделе, была предложена новая конструкция трубопроводной арматуры с уплотнением для шпинделя. Недостатками известных конструкций является необоснованность выбора характеристик уплотнения для шпинделя. Задача данного технического решения - повышение надежности срабатывания затвора трубопроводной арматура при значительных нагрузках, в частности, шпинделя подвижного узла, а также повышения срока его службы.

Поставленная задача достигается тем, что в трубопроводной арматуре с уплотнением для шпинделя, содержащей корпус, крышку с отверстием и сальниковой камерой (рис. 10), снабженной сальниковой набивкой 1 и уплотнитель-ным кольцом 2 , выполненным из цветного металла или сплава, подвижный узел, состоящий из запорного элемента и шпинделя 3, проходящего наружу из корпуса через сальниковую камеру, уплотнительное кольцо, расположенное в сальниковой камере, выбирают осевой длиной 3 — 4 % от длины шпинделя.

При закрытии запорного органа, шпиндель испытывает значительные сжимающие осевые нагрузки и в результате чего может потерять продольную устойчивость — изогнуться и не выполнить заданные функции по закрытию запорного органа. При опускании шпиндель, проходящий наружу из корпуса через крышку с отверстием и сальниковой камерой, с натягом через уплотнительное кольцо из цветного металла или сплава, расположенное в сальниковой набивке, получает дополнительную опору по боковой поверхности, что обеспечивает сохранение шпинделем продольной устойчивости при больших сжимающих нагрузках. Было показано, что увеличение осевой длины более 3-4% от общей длины шпинделя нецелесообразно, так как приводит к увеличению трения без значимого увеличения боковой поддержки.

Следует отметить, что в результате использования простых технических приемов положительный эффект достигается без усложнения конструкции, например, не путем введения дополнительных сложных конструктивных эле-

ментов, а за счет рационального выбора параметров существующей конструкции.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ОБЩИЕ ВЫВОДЫ

В диссертации представлено новое решение, построенное с использованием современных методов анализа и широким применением ЭВМ, важной научно-технической задачи моделирования потери продольной устойчивости выдвижным шпинделем затвора трубопровода, позволяющее выбирать рациональные геометрические параметры шпинделя, обеспечивающие сохранение его продольной устойчивости при закрытии затвора.

Основные выводы и результаты работы состоят в следующем:

1. Разработана модель нагружения и потери продольной устойчивости выдвижным шпинделем затвора трубопровода с учетом ступенчато изменяющегося поперечного сечения шпинделя.

2. Предложен метод расчета на продольную устойчивость выдвижных шпинделей затворов трубопроводов, позволяющий рассматривать неоднородные составляющие конструкции в отдельности и определять суммарную величину максимальной нагрузки для конструкции в целом. Установлено, что учет геометрических неоднородностей выдвижного шпинделя до 6 - 10% повышает запас по устойчивости относительно существующих методик расчета.

3. Проведена проверка адекватности предложенной модели учета ступенчато изменяющегося поперечного сечения выдвижного шпинделя на примере исследований А. М. Масленникова и С.П. Фесика. Полученное расхождение с численными решениями указанных авторов не превышало 10 %, что можно

считать удовлетворительным.

4. Проведено моделирование нагружения и потери продольной устойчивости выдвижным шпинделем затвора трубопровода с учетом поддерживающего влияния сальникового уплотнения. Показано, что жесткость сальника, его расположение и длина оказывают существенное влияние на параметры устойчивости конструкции и их рациональный выбор позволяет существенно повысить запас шпинделя по устойчивости.

5. Проведены численные расчеты для реальных конструкций выдвижных шпинделей затворов трубопроводов. Показано, что за счет рационального проектирования выдвижного шпинделя, учитывающего его ступенчатую конструкцию с резьбовой, и не резьбовой частями, и с промежуточной линейно-упругой опорой, имитирующей поддерживающее влияние сальникового уплотнения на 8 -12% можно уменьшить габариты (диаметр) шпинделей и предложены математические зависимости, связывающие устойчивые геометрические параметры шпинделя с его силовым нагружением..

6. Разработана методика расчета выдвижных шпинделей современных затворов трубопроводов на продольную устойчивость, позволяющая по сравнению с существующими повысить точность прогнозирования параметров, харак-

»S»'-

г..

теризуюших потерю продольной устойчивости, за счет более полного учета как геометрической неоднородности, так и поддерживающего влияния сальникового уплотнения.

7. Предложены новые конструкции шиберных задвижек с уплотнением для шпинделя и даны практические рекомендации по оптимизации параметров существующих конструкций затворов трубопроводов.

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах:

1. Ефимова А.И., Судаков С.П. Продольная устойчивость винтов с промежуточной линейно - упругой опорой // Известия ТулГУ. Технические науки. Вып. 2: в 2 ч. Тула: Издательство ТулГУ, 2009, ч.2. - с. 73 - 79.

2. Ефимова А.И. Изменение моментов инерции поперечного сечения по длине винта // XXXVI Гагаринские чтения. Научные труды Международной молодежной научной конференции в 8 томах. - М.: МАТИ, 2010, т.1. - с.90-91.

3. Ефимова А.И.Анализ потерь в гидравлическом трубопроводе // Лучшие научные работы студентов и аспирантов технологического факультета: сборник статей-Тула: Изд-воТулГУ, 2010.- с. 112-115.

4. Ефимова А.И. Учет поддерживающего влияния резьбы при определении прогибов винтов// XXXVII Гагаринские чтения. Научные труды Международной молодежной научной конференции в 8 томах. - М.: МАТИ, 2011, т.1. -с.71.

5. Ефимова А.И., Панченко Е.В., Лопа И.В. Продольная устойчивость выдвижных шпинделей затворов трубопроводов с учетом ступенчато изменяющейся их жесткостью// "Известия ТулГУ. Серия Технические науки». Вып. 2 - Тула: ТулГУ, 2012. - с. 306-312.

6. Ефимова А.И., Панченко Е.В., Лопа И.В. Продольная устойчивость выдвижных шпинделей затворов трубопроводов с учетом поддерживающего влияния сальника// "Известия ТулГУ. Серия Технические науки». Вып. 2 - Тула: ТулГУ, 2012. - с. 312-319.

7. Ефимова А.И., Панченко Е.В. Проектирование выдвижных шпинделей затворов трубопроводов// Сб. материалов XVII Международной научно-технической конференции «Автоматизация: проблемы, идеи, решения (АПИР-17), Тула: ТулГУ, 2012. - с. 76-79.

Изд. лиц. ЛР № 030300 от 12.02.97. Подписано в печать 19.09.2013 Формат бумаги 60x84 'Лб. Бумага офсетная.

Усл-печ. л. 0,9. Уч. изд. л. 0,8.

Тираж 100 экз. Заказ 045

Тульский государственный университет 300012, г. Тула, просп. Ленина, 92.

Опечатано в Издательстве ТулГУ 300012, г. Тула, просп. Ленина, 95.

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Тульский государственный университет»

На правах рукописи

04201363602

Ефимова Анна Игоревна

ПРОДОЛЬНАЯ УСТОЙЧИВОСТЬ выдвижных ШПИНДЕЛЕЙ ЗАТВОРОВ ТРУБОПРОВОДОВ

ДИССЕРТАЦИЯ

на соискание ученой степени кандидата технических наук

Специальность: 05.02.02-«Машиноведение, системы приводов и детали машин».

Научный руководитель: д.т.н., проф. Панченко Е.В.

Тула-2013

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ.......................................................................... 4

1. ОБЪЕКТЫ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ .. 11

1.1. Общие сведения о трубопроводной арматуре..................... 11

1.2. Анализ подходов, посвященных исследованию процесса по-

22

тери продольной устойчивости выдвижным шпинделем..............

1.3. Проблемы, возникающие при расчете выдвижных шпинделей затворов трубопроводов на продольную устойчивость..............38

1.4. Цель работы и задачи исследования............................... 39

2. ПРОДОЛЬНАЯ УСТОЙЧИВОСТЬ ВЫДВИЖНЫХ ШПИНДЕЛЕЙ ЗАТВОРОВ ТРУБОПРОВОДОВ С УЧЕТОМ СТУПЕНЧАТО 41 ИЗМЕНЯЮЩЕЙСЯ ИХ ЖЕСТКОСТИ.....................................

2.1. Моделирование осевого нагружения выдвижного шпинделя

41

затвора трубопровода при перекрытии перемещаемого потока.........

2.2. Способ расчета на продольную устойчивость выдвижных шпинделей затворов трубопроводов как стержней со ступенчатым 52 изменением поперечного сечения.............................................

2.3. Результаты численных расчетов и их анализ..................... 60

2.4. Оценка продольной устойчивости конических участков тру-

65

бопроводов........................................................................

3. ПРОДОЛЬНАЯ УСТОЙЧИВОСТЬ ВЫДВИЖНЫХ ШПИНДЕЛЕЙ ЗАТВОРОВ ТРУБОПРОВОДОВ С УЧЕТОМ ПОДДЕРЖИ- 70 ВАЮЩЕГО ВЛИЯНИЯ САЛЬНИКА......................................

3.1. Модель поперечного нагружения выдвижного шпинделя со стороны сальникового уплотнения вследствие его изгиба при 70 потере продольной устойчивости.........................................

3.2. Вывод расчётных формул учёта влияния сальника при моделировании потери продольной устойчивости выдвижным шпинделем затвора трубопровода.............................................

3.3. Результаты численных расчетов и их анализ

81

4. ПРАКТИЧЕСКИЕ РЕКОМЕНДАЦИИ ПО ОПТИМИЗАЦИИ ПАРАМЕТРОВ ВЫДВИЖНЫХ ШПИНДЕЛЕЙ И НОВЫЕ КОНСТ-

РУКЦИИ ШИБЕРНОЙ ЗАДВИЖКИ..........................................

4.1. Численные расчеты для реальных конструкций выдвижных шпинделей затворов трубопроводов и выработка практических 89 рекомендаций.................................................................

4.2. Методика расчета выдвижного шпинделя затвора трубопровода на продольную устойчивость....................................

4.3. Новые конструкции комбинированной шиберной задвиж-

89

95

ки

ЗАКЛЮЧЕНИЕ И ОБЩИЕ ВЫВОДЫ ПО РАБОТЕ СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ...

110

112

ВВЕДЕНИЕ

Трубопроводной арматурой оснащаются многие установки и агрегаты в химической, нефтедобывающей и нефтеперерабатывающей промышленности, в металлургии и энергетике. Большое количество арматуры используется в авиастроении и судостроении, холодильной промышленности, жилищном и промышленном строительстве.

Быстрое развитие трубопроводного транспорта вызывает необходимость разработки и изготовления большого количества различных конструкций арматуры для самых разнообразных условий работы. Диапазоны изменения температур, давлений, вязкостей и других свойств различных сред, в которых работает арматура, непрерывно расширяются, поэтому число проблем, с которыми сталкивается конструктор, несмотря на большое количество выполняемых экспериментальных и теоретических исследований, все время возрастает. Конструктору приходится решать различные задачи из многих областей: механики, гидравлики, трения и износа, коррозии, прочности и жесткости деталей и т.д. Он должен прежде всего учитывать условия работы арматуры и обеспечить надежность и долговечность работы конструкции, а также ее технологичность и возможность изготовления с малыми затратами.

В связи с возрастающей ролью автоматизации управления производственными процессами, а также обеспечения безопасности, увеличивается роль электрического привода арматуры, ее дистанционного управления, что вызывает усложнение конструкций. Одним из важнейших классов трубопроводной арматуры является запорная арматура - устройства, применяемые для периодического или разового включения или отключения всего трубопровода, его части, например, в результате аварии или отдельного объекта. Они имеют разнообразные конструкции, но объединяются под общим названием затворов трубопроводов. Теоретические и экспериментальные исследования причин отказов или неэффективности затворов при перекрытии трубопровода показали, что одними из слабых мест являются шпиндели приводов затворов трубопроводов.

Все типы шпинделей арматуры при закрывании подвергаются действию значительных сжимающих усилий. Для шпинделей, длина которых превышает диаметр в 8 и более раз, обязательным является их расчет на продольную устойчивость [29. 30]. Работы по моделированию потери продольной устойчивости сжатых стержней велись и ведутся Тимошенко С.П. [9698], Болотиным В.В. [12-14], Вольмиром A.C. [19-21], Филином А.П. [99100], Барановым B.JI.[6-10], Лопой И.В. [64-66] и другими. По сравнению с расчетом стержней, обычно находящихся под постоянно действующей нагрузкой, расчет на продольную устойчивость шпинделей затворов имеет свои особенности, рассмотрение которых является не только актуальным, но и необходимым при моделировании потери продольной устойчивости шпинделем при закрытии затвора.

Известный ученый - арматурщик Гуревич Д.Ф. в работах [26-31] предлагает расчет шпинделя на продольную устойчивость вести по формуле Эйлера как для однородного стержня с эффективным диаметром, соответствующим диаметру впадин резьбы. В диссертационной работе [73] Патрико-вой Т.С., на примере вращающегося шпинделя, рассмотрены и учтены: технологические несовершенства винта; переменность модуля упругости по длине шпинделя вследствие возможного неравномерного нагрева его материала; упрочняющее влияние резьбы по отношению к внутреннему диаметру.

По отношению к вращаемому шпинделю расчет выдвижного шпинделя на продольную устойчивость имеет дополнительные сложности. Выдвижной шпиндель имеет ступенчатую форму, в которой можно выделить 3 участка: верхний участок с резьбой; средний участок меньшего диаметра без резьбы; нижний участок максимального диаметра без резьбы, ограниченный в верхней своей части по боковой поверхности набивкой сальникового уплотнения. Такую конструкцию следует рассматривать как ступенчатую и в этом заключается принципиальное отличие расчета на продольную устойчивость выдвижного шпинделя, как от обычных стержней, так и вращающихся шпинделей.

Таким образом, моделирование потери продольной устойчивости выдвижным шпинделем затвора трубопровода, позволяющее выбрать рациональные геометрические параметры шпинделя, с учетом его ступенчатой формы, а также поддерживающего влияния сальника является не только актуальным, но и необходимым, так как неучет столь важных факторов может привести к отказу или к неэффективной работе задвижек.

Отмечая большой вклад в повышение технического уровня, качества и надежности трубопроводной арматуры, который внесли исследования Гуре-вича Д.Ф., Протасова В.Н., Шпакова О.Н. и других известных ученых арматурщиков, следует отметить, что, несмотря на то, что решению указанных проблем посвящены многочисленные исследования, до сих пор нет надежных теорий и приемлемых с инженерной точки зрения методик, позволяющих при проектировании и отработке конструкций приводов затворов рассчитывать рациональные геометрические, кинематические и силовые параметры шпиндельных узлов, обеспечивающие сохранение продольной устойчивости последними при аварийном закрытии заслонки.

Цель работы: повышение достоверности расчетов и научное обоснование новых технических решений при проектировании затворов трубопроводов за счет учета ступенчатой конструкции выдвижного шпинделя и поддерживающего влияния сальникового уплотнения при потере шпинделем продольной устойчивости.

Объект исследования: выдвижные шпиндели затворов трубопроводов.

Предмет исследования: силовое нагружение выдвижных шпинделей затворов трубопроводов, приводящее к потере шпинделем продольной устойчивости.

Методы исследования. Исследование силового нагружения выдвижных шпинделей затворов трубопроводов проводилось с использованием фундаментальных законов механики. Условием, обеспечивающим современ-

ный уровень моделирования, является широкий анализ работ и логическая связь с теоретическими и экспериментальными результатами предыдущих исследований, сопоставление некоторых выводов с известными фактами.

В соответствии со сформулированной целью в первом разделе работы рассматриваются общие сведения о трубопроводной арматуре, условия ее работы и основные расчетные схемы. Уточняются силовые и скоростные характеристики арматуры, определяются усилия, необходимые для перемещения клина при закрывании задвижки и формулируются задачи исследования, решение которых необходимо при проектировании выдвижных шпинделей приводов затворов трубопроводной арматуры.

Во втором разделе работы рассматривается продольная устойчивость выдвижного шпинделя как стержня со ступенчатым изменением жесткости, нагруженного сжимающим осевым усилием. Предложен способ оценки его продольной устойчивости, позволяющий рассматривать неоднородные составляющие конструкции в отдельности и определять суммарную величину максимальной нагрузки для конструкции в целом.

Для проверки адекватности модели использовались результаты исследований, изложенные в монографиях А. М. Масленникова и С.П. Фесика. Рассматривается стержень, со ступенчато изменяющейся жесткостью с заделанным или шарнирно - закрепленными концами и сжатый продольной силой, приложенной к верхнему торцу. Проведено удовлетворительное согласование с результатами предыдущих исследователей. В заключение второй главы приводятся результаты численных расчетов и их анализ.

В третьем разделе рассматривается продольная устойчивость выдвижного шпинделя затвора трубопровода как шарнирно опертого стержня с промежуточной распределенной поперечной нагрузкой, нагруженного сжимающим осевым усилием. Предложен способ учета поддерживающего влияния сальника при моделировании потери продольной устойчивости шпинделем, позволяющий определить истинную форму потери устойчивости и величину критической нагрузки. Показано, что характеристики сальника ока-

зывают существенное влияние на параметры устойчивости конструкции и их рациональный выбор позволяет существенно повысить запас по устойчивости.

Разработанная математическая модель и соответствующий ей алгоритм численного расчета геометрических характеристик шпинделя реализованы на ПЭВМ с использованием современного программного обеспечения.

В четвертом разделе проводятся численные расчеты для реальных конструкций выдвижных шпинделей затворов трубопроводов и предлагаются рекомендации по оптимизации геометрических параметров шпинделей существующих затворов трубопроводов. С учетом проведенных расчетов, была разработана методика проектирования выдвижных шпинделей затворов трубопроводов.

С целью уменьшения нагрузки на шпиндель была предложена новая конструкция комбинированной (одновременно с вращаемым и выдвижным шпинделем) шиберной задвижки. В предложенной задвижке реализуется двухскоростной режим опускания шпинделя: быстро - медленно, что обеспечивает наиболее эффективную, безопасную и надежную работу затвора. Следует отметить, что в результате использования простого технического приема положительный эффект достигается без усложнения конструкции, например, не путем введения дополнительных сложных конструктивных элементов, а только за счет небольшого изменения (заложения дополнительной гайки в шпиндель) и рационального выбора параметров резьбы на нижней части шпинделя для существующих конструкций задвижек.

На основе расчетной модели, разработанной в третьем разделе, была предложена новая конструкция трубопроводной арматуры с уплотнением для шпинделя. Недостатками известных конструкций является необоснованность выбора характеристик уплотнения для шпинделя. Задача предложенного технического решения - повышение надежности срабатывания затвора трубопроводной арматура при значительных нагрузках, в частности, шпинделя подвижного узла, а также повышения срока его службы.

При закрытии запорного органа, шпиндель испытывает значительные сжимающие осевые нагрузки и в результате чего может потерять продольную устойчивость - изогнуться и не выполнить заданные функции по закрытию запорного органа. При опускании шпиндель, проходящий наружу из корпуса через крышку с отверстием и сальниковой камерой, с натягом через уплотнительное кольцо из цветного металла или сплава, расположенное в сальниковой набивке, получает дополнительную опору по боковой поверхности, что обеспечивает сохранение шпинделем продольной устойчивости при больших сжимающих нагрузках. Было показано, что увеличение осевой длины более 3-4% от общей длины шпинделя нецелесообразно, так как приводит к увеличению трения без значимого увеличения боковой поддержки.

Научная новизна состоит в разработке моделей, описывающих силовое нагружение выдвижных шпинделей затворов трубопроводов, приводящее к потере шпинделем продольной устойчивости, с учетом ступенчатого изменения поперечного сечения и поддерживающего влияния сальника.

Научные положения, выносимые на защиту:

- модель осевого нагружения выдвижных шпинделей затворов трубопроводов при перекрытии перемещаемого потока и метод их расчета на продольную устойчивость с учетом ступенчатого изменения поперечного сечения;

- расчетные формулы, позволяющие рассматривать геометрически неоднородные составляющие конструкции шпинделя в отдельности и определять суммарную величину максимальной нагрузки для конструкции в целом;

- модель неравномерного поперечного нагружения выдвижного шпинделя затвора трубопровода со стороны сальникового уплотнения вследствие изгиба шпинделя при потере продольной устойчивости и расчётные формулы для учёта поддерживающего влияния сальника;

- новые технические решения для конструкций шиберных задвижек с уплотнением для шпинделя и практические рекомендации по оптимизации параметров существующих конструкций затворов трубопроводов.

Достоверность научных положений, выводов, рекомендаций и разработанных методик обусловлена корректностью применения математических методов, широким использованием ЭВМ, сравнением результатов моделирования с имеющимися теоретическими и экспериментальными данными.

Таким образом, в диссертации представлено новое решение, построенное с использованием современных методов анализа и широким применением ЭВМ, важной научно-технической задачи моделирования потери продольной устойчивости выдвижным шпинделем затвора трубопровода, позволяющее выбирать рациональные геометрические параметры шпинделя, обеспечивающие сохранение его продольной устойчивости при закрытии затвора.

1. ОБЪЕКТЫ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1. Общие сведения о трубопроводной арматуре

К трубопроводной арматуре относятся различные механизмы и устройства, предназначенные для управления движением по трубопроводам потоков жидкостей, газов (паров), а также сыпучих материалов [22-23]. Трубопроводная арматура применяется, прежде всего, в трубопроводном транспорте, а также в различных областях машиностроения, в металлургии и энергетике [27-29].

Трубопроводной арматурой оснащаются многие установки и агрегаты в химической, нефтедобывающей и нефтеперерабатывающей промышленности, в авиастроении и судостроении, жилищном и промышленном строительстве [25-26]. Так, например, судостроительная, авиационная и космическая промышленности помимо основных требований предъявляют к арматуре еще требование минимального веса конструкции, что делает весьма актуальной задачу оптимизации их расчета и проектирования с одновременным обеспечением высокой степени безопасности,. В энергетике (атомные электростанции) используется арматура в условиях, требующих повышенную степень ее надежности, что показала авария в Фукусиме (Япония). Новые задачи требуют новых научных и конструктивных решений. С дальнейшим развитием техники число проблем, с которыми сталкивается конструктор, несмотря на большое количество выполняемых экспериментальных и теоретических исследований, все время возрастает [28].

Одним из важнейших классов трубопроводной арматуры являются клиновые задвижк�