автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.13, диссертация на тему:Совершенствование методики оценки циклической долговечности сварных соединений технологических трубопроводов

На правах рукописи

004617934

ШАРАФУТДИНОВ РУСТЕМ АФГАТОВИЧ

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ МЕТОДИКИ ОЦЕНКИ ЦИКЛИЧЕСКОЙ ДОЛГОВЕЧНОСТИ СВАРНЫХ СОЕДИНЕНИЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ТРУБОПРОВОДОВ

Специальность 05.02.13 - "Машины, агрегаты и процессы" (Машиностроение в нефтеперерабатывающей промышленности)

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

1 5 ДЕК 2010

Уфа-2010

004617934

Работа выполнена на кафедре "Технологические машины и оборудование" Уфимского государственного нефтяного технического университета.

Научный руководитель

доктор технических наук Закирничная Марина Михайловна.

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор Щипачев Андрей Михайлович;

кандидат технических наук, доцент Чирков Юрий Александрович.

Ведущая организация

ГУП «БашНИИнефтемаш», г. Уфа

Защита состоится 28 декабря 2010 года в 16-30 на заседании диссертационного совета Д 212.289.05 при Уфимском государственном нефтяном техническом университете по адресу: 450062, Республика Башкортостан, г. Уфа, ул. Космонавтов, 1.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Уфимского государственного нефтяного технического университета.

Автореферат разослан 28 ноября 2010 года.

Ученый секретарь совета

Лягов А.В.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. В настоящее время на объектах нефтеперерабатывающей промышленности одним из основных видов оборудования являются машины роторного типа, надежная работа которых обеспечивает непрерывность технологического процесса. Известно, что роторные машины эксплуатируются в условиях воздействия вибрации, основной причиной которой является неуравновешенность масс конструктивных элементов ротора. В свою очередь вибрация передается на сопряженные с роторным оборудованием технологические трубопроводы.

Известно, что под действием динамических нагрузок, напряженное состояние конструкции меняется циклически, что в конечном итоге приводит к развитию усталостных трещин. Проблеме усталостного разрушения посвящены исследования C.B. Серенсена, B.C. Ивановой, В.П. Когаева, А.П. Гусенкова,

A.A. Шанявского, В.А. Татаринцева, В.Ф. Терентьева и т.д. Как показывает практика эксплуатации трубопроводных систем, чаще всего усталостному разрушению подвержены сварные соединения из-за своих специфических особенностей, таких как механическая и структурная неоднородность, влияние термического воздействия сварки на свойства основного металла, возможность образования при сварке технологических дефектов и т.д.

Вопросам прогнозирования усталостной прочности сварных соединений уделяется большое внимание, как в нашей стране, так и за рубежом. Значительный вклад в решение этой проблемы внесли H.A. Махутов, В.И. Махненко,

B.А. Винокуров, Г.А. Николаев, В.П. Леонов, A.B. Ильин, Д.Д. Харрисон, П.Д. Хагсен и др.

Определение циклической долговечности сварных соединений технологических трубопроводов, сопряженных с роторным оборудованием, возможно с учетом новых подходов к оценке усталостной прочности и долговечности, основанных на изучении локального напряженного состояния в зоне возможного разрушения. Это позволит на стадии проектирования трубопровода выявить области с максимальной вероятностью усталостного разрушения и внести в систему необходимые конструктивные изменения.

Цель работы: оценка долговечности сварных соединений технологических трубопроводов с учетом циклических нагрузок, возникающих от вибрации сопряженного роторного оборудования.

Задачи исследования:

1) анализ статистических данных по усталостному разрушению сварных соединений трубопроводов с 2002 по 2008 гг. на предприятиях нефтеперерабатывающей промышленности России;

2) сравнительный анализ напряженно-деформированного состояния (НДС) трубопроводной обвязки поршневого компрессора под действием статических нагрузок и под действием динамических нагрузок в виде циклических перемещений, возникающих от вибрации компрессора;

3) построение расчетной кривой усталости и оценка долговечности наиболее нагруженного сварного соединения трубопроводной обвязки компрессора;

4) оценка долговечности сварного соединения при различных геометрических размерах трубопроводной обвязки компрессора;

5) разработка методики, позволяющей прогнозировать долговечность сварных соединений трубопроводной обвязки роторного оборудования.

Научная новизна. Обнаружено, что совместное воздействие напряжений, находящихся в упругой области, и низкочастотных колебаний на частоте 6,25 Гц, приводит к возникновению трещины в сварном соединении, находящемся в области максимальных перемещений технологического трубопровода, сопряженного с роторным оборудованием.

Определен коэффициент <рс = 0,85, учитывающий снижение циклической долговечности сварного соединения конструктивных элементов из стали 20, полученного полуавтоматической сваркой в среде углекислого газа.

Практическая ценность работы. Разработанная методика оценки циклической долговечности сварных соединений технологических трубопроводов, сопряженных с роторным оборудованием принята к внедрению и используется в ООО «НОРТЭКС», а также в учебном процессе ГОУ ВПО УГНТУ при чтении лекций по дисциплине «Проектные и конструкторские работы при реконструкциях» направления 150400 «Технологические машины и оборудование».

Апробация работы. Материалы диссертационной работы обсуждались: на 59-й научно-технической конференции студентов, аспирантов и молодых ученых УГНТУ (г. Уфа, 2008 г.); 7-ой научно-технической конференции «Научно-технические проблемы прогнозирования надежности и долговечности конструкций и методы их решения» (г. Санкт - Петербург, 2008 г.); конферен-

ции «Инновации, проблемы машиноведения, процессов управления и критических технологий в машиностроении РБ» (г. Уфа, 2009 г.); Международной учебно-практической конференции «Трубопроводный транспорт - 2009» (г. Уфа, 2009 г.); Всероссийском научно-практическом семинаре «Энергоэффективность и энергобезопасность на предприятиях промышленности и жилищно-коммунального хозяйства» (г. Салават, 2010 г.); Международной научно-практической конференции «Инженерные системы-2010» (г. Москва, 2010 г.); 7-ой Международной научно-практической конференции «Наука на рубеже тысячелетий» (г. Тамбов, 2010 г.)

Публикации. По теме диссертации опубликовано 8 научных работ.

Объем и структура работы. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав и основных выводов. Работа изложена на 110 страницах машинописного текста, содержит 40 рисунков, 10 таблиц, список использованных источников из 105 наименований, 3 приложения.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы диссертации, сформулированы ее научная новизна и практическая ценность.

В первой главе проведен анализ литературы по усталостному разрушению конструкций, проведен анализ статистических данных по усталостному разрушению сварных соединений технологических трубопроводов на предприятиях нефтеперерабатывающей промышленности РФ с 2002 по 2008 гг.

В процессе изучения природы усталостного разрушения были рассмотрены работы C.B. Серенсена, B.C. Ивановой, В.П. Когаева, А.П. Гусенкова, A.A. Шанявского, В.А. Татаринцева, В.Ф. Терентьева и т.д.

При анализе методик расчета долговечности конструкций под действием циклических нагрузок были изучены работы H.A. Махутова, С.А. Калашникова, С.А. Панкратьева, A.A. Пархоменко, Д.Я. Антипина, С.Н. Барышова и т.д.

Определено, что при оценке долговечности технологических трубопроводов необходимо учитывать циклические нагрузки, как фактор ускоряющий процесс разрушения. Причиной возникновения циклических нагрузок может быть как изменение рабочих параметров системы (давление, температура), так и вибрационные воздействия от сопряженного роторного оборудования.

Из работы A.A. Пархоменко следует, что наибольшее влияние на усталостную прочность и долговечность конструкции оказывает локализация напря-

жений в области расположения сварных швов. На примере сварного соединения «штуцер-лист» показано, что геометрия сварного шва значительно влияет на долговечность всей конструкции. При этом отмечено, что учет технологических дефектов сварного шва при проектировании конструкции невозможно выполнить с приемлемой точностью и единственным решением является введение коэффициентов запаса прочности.

Однако введение коэффициентов запаса не всегда оправданно с экономической точки зрения. Гораздо эффективнее, на стадии проектирования конструкции обнаружить наиболее уязвимые с точки зрения усталостного разрушения места и внести в систему необходимые конструктивные изменения.

Во второй главе описывается объект исследования - трубопроводная обвязка нагнетательной линий поршневого компрессора марки 4ГМ25-80/11-35С, эксплуатирующегося на одном из нефтеперерабатывающих заводов города Уфы (рисунок 1).

Емкость БЕВ-1

в емкость Е-212

Рисунок 1 - Технологическая обвязка поршневого компрессора марки

4ГМ25-80/11-35С (опоры емкости БЕВ-В не показаны) Трубопроводная обвязка нагнетательной линии состоит из буферных емкостей БЕН-1, БЕН-2, БЕН-Н, служащих для снижения пульсаций давления сжимаемого водородосодержащего газа (ВСГ), и трубопровода. Наружный

диаметр буферных емкостей БЕН-1, 2 составляет 614 мм, толщина стенки 14 мм, объем 0,81 м3, материал - сталь 20. Наружный диаметр буферных емкостей БЕН-Н составляет 530 мм, толщина стенки 15 мм, объем 1,4 м3, материал -сталь 20. Технические характеристики трубопровода: наружный диаметр -273 мм, толщина стенки - 8 мм, материал - сталь 20.

Анализ актов ревизии емкостей с 2005 по 2009 гг. показал, что периодически происходит разрушение сварного шва в месте приварки осевых штуцеров к емкостям БЕН-1, БЕН-2.

В третьей главе проведена оценка НДС трубопроводной обвязки методом конечных элементов с использованием программного комплекса (ПК) ANSYS.

Построение трехмерной твердотельной модели объекта исследования осуществлялось в программе SOLIDWORKS. Каждый конструктивный элемент исследуемого объекта создавался в виде отдельной детали. При этом учитывались геометрические размеры деталей согласно чертежам завода-изготовителя, проектной документации и ОСТ 36-146-88 «Опоры стальных технологических трубопроводов на Ру до 10 МПа». В местах врезки осевого штуцера в емкости БЕН-1, 2 на основании данных, взятых из карты технологического процесса сварки емкости, был смоделирован сварной шов. Также при моделировании учитывались укрепляющие кольца, установленные на буферных емкостях нагнетания. Построенные таким образом детали были объединены в общую сборку и импортированы в ПК ANSYS в формате PARASOLID.

Для моделирования в ПК ANSYS использовался шестигранный двадца-тиузловой элемент SOLID 186. Перемещения хомутовых опор трубопроводной обвязки и неподвижной опоры емкости БЕН-Н ограничивались в вертикальном, горизонтальном и осевом направлениях (Ux,Uy,U2=0). Взаимодействие хомуто-вой опоры и трубопровода моделировалось посредством задания коэффициента трения между внутренней поверхностью хомута и внешней поверхностью трубопровода. Перемещение подвижной опоры емкости БЕН-Н ограничивалось в вертикальном и горизонтальном направлениях (Uy,Uz=0). Крепление емкостей БЕН-1, 2 к бетонному фундаменту установки моделировалось с помощью двух крепежных пластин, жестко закрепленных в месте приварки к фундаменту (Ux,Uy,Uz=0). Для более точного расчета НДС в месте врезки осевого штуцера в эллиптическое днище емкостей БЕН-1, 2 было произведено сгущение конечно-элементной сетки (рисунок 2).

Рисунок 2 - Конечно-элементная модель узла врезки осевого штуцера

в буферную емкость нагнетания (в разрезе) На рисунке 3 представлена конечно-элементная модель исследуемого объекта состоящая из 54728 элементов и обладающая 249393 степенями свобо-

Сварнон шов

Укрепляющее кольцо

опора

Рисунок 3 - Конечно-элементная модель объекта исследования

На первом этапе расчетов в ПК АИБУБ был проведен модальный анализ конструкции для определения собственных частот системы и проверки нормативного условия отстройки от резонанса согласно РТМ 38.001-94 «Указания по расчету на прочность и вибрацию технологических стальных трубопроводов»: собственные частоты системы должны отличаться от частот возбуждения не менее чем на 30 % для исключения резонансов. В качестве частоты возбуждения рассматривалось колебание компрессора на оборотной частоте коленчатого вала, равной 6,25 Гц. По результатам расчета в диапазоне от 0 до 100 Гц было получено 4 моды колебаний трубопроводной обвязки. Первая собственная частота колебаний системы составила 38,4 Гц. Таким образом, собственная частота колебаний системы отличается от частот возбуждающих воздействий более чем на 30% и условие отстройки от резонанса выполнено.

Поскольку буферные емкости нагнетания предназначены для уменьшения пульсаций давления и выравнивания среднего давления в системе, было принято, что давление в трубопроводной обвязке нагнетательной линии компрессора не изменяется. На основании регламента установки рабочее давление составляет 3,0 МПа, рабочая температура 70°С.

Результаты расчета эквивалентных напряжений по Мизесу (в дальнейшем - напряжений) трубопроводной обвязки нагнетательной линии компрессора приведены на рисунке 4. Из результатов расчета напряженного состояния следует, что максимальное напряжение возникает в отводе, расположенном на участке трубопровода после выхода из емкости БЕН-Н, и составляет

211.8 МПа.

Из результатов расчета напряженного состояния в узлах врезки осевых штуцеров в буферные емкости нагнетания следует, что максимальное напряжение возникает в нижней части патрубка штуцера на расстоянии 7 мм от сварного шва и составляет 163,1 МПа для емкости БЕН-1 и 161,5 МПа для емкости БЕН-2. При этом максимальное напряжение в сварном шве составляет

151.09 МПа для емкости БЕН-1 и 150,3 МПа для емкости БЕН-2.

Поскольку разница между значениями напряжений для емкостей БЕН-1 и

БЕН-2 незначительна (менее 5 %) в дальнейшем оценка НДС проводилась только для емкости БЕН-1. На рисунках 5, 6 приведены результаты расчета напряженного состояния для узла врезки осевого штуцера в емкость БЕН-1.

[МПа]

° 23,79 4?'29 70,79 ^ 117,8 141'3 164,8 188<3 211,8

Рисунок 4 - Результаты расчета напряженного состояния трубопроводной обвязки поршневого компрессора от действия статических нагрузок

[МПа)

0 38'53 74,11 „. „ 109,7 145,3

20,74 56,32 91,9 127,5 163,1

а - вид снаружи; б - вид изнутри Рисунок 5 - Результаты расчета напряженного состояния в узле врезки осевого штуцера в емкость БЕН-1 от действия статических нагрузок

Рисунок 6 - Результаты расчета напряженного состояния в узле врезки осевого штуцера в емкость БЕН-1 от действия статических нагрузок (в разрезе) Учитывая, что полученные напряжения находятся ниже предела текучести, т.е. в упругой области напряжений, был сделан вывод о том, что разрушение происходит не от статических, а от динамических нагрузок, возникающих от вибрации компрессора. Из литературных данных известно, что под действием динамических нагрузок, напряженное состояние в конструкции меняется циклически, что в конечном итоге приводит к развитию усталостных трещин. При этом наибольшему воздействию, с точки зрения усталостного разрушения, подвержен сварной шов в силу своей механической, химической и структурной неоднородности.

Оценка величин вибронапряжений проводилась с использованием экспериментальных данных о частотах и амплитудах колебаний. В качестве контролируемого параметра при измерении вибрации на исследуемом объекте было принято значение виброперемещения. Схема расположения контрольных точек для проведения замеров виброперемещений исследуемого объекта показана на рисунке 7. Замеры виброперемещений производились в трех направлениях -вертикальном (В), горизонтальном (Г) и осевом (А).

Результаты замера показали, что наибольшее значение виброперемещений корпусов цилиндров компрессора возникает в вертикальном направлении на оборотной частоте вала компрессора, равной 6,25 Гц и составляет в среднем 0,2 мм (рисунок 8).

Рисунок 7- Схема расположения контрольных точек для проведения замеров виброперемещений исследуемого объекта

Частота, Гц

Рисунок 8 - Результаты замеров виброперемещений корпусов цилиндров компрессора в вертикальном направлении

Расчет НДС сварного шва с учетом циклических нагрузок проводился следующим образом:

- граничные условия в виде перемещений, возникающих от вибрации корпусов цилиндров компрессора, прикладывались к верхним поверхностям нижних штуцеров корпусов цилиндров. Сами цилиндры при этом не моделировались;

- цикл перемещений рассматривался как симметричный с амплитудой Ба = Б, где Б - виброперемещение, замеренное на корпусе цилиндра с помощью виброанализатора;

- в зависимости от положения коленчатого вала компрессора при работе поршневого компрессора определялось положение корпусов цилиндров в вертикальном направлении (рисунок 9).

Из результатов расчетов напряженного состояния исследуемого объекта следует, что минимальные напряжения в месте разрушения сварного шва емкостей БЕН-1, 2 возникают, когда корпусы цилиндров № 3, 4 смещены максимально вверх (положение вала И), а максимальные напряжения возникают при смещении корпусов цилиндров № 3, 4 максимально вниз (положение вала VI). На рисунках 10, 11 показаны результаты расчета напряженного состояния в месте разрушения сварного шва емкости БЕН-1. Напряжения в месте разрушения сварного шва составили для положения вала II - 126,25 МПа, для положения вала VI- 175,93 МПа.

Элекгродвиг,----

Положения коленчатого

Рисунок 9 - Схема расположения коленчатого вала при работе поршневого компрессора

Рисунок 10 - Результаты расчета напряженного состояния узла врезки осевого штуцера в емкость БЕН-1 от действия динамических нагрузок (положение вала II)

Рисунок 11 - Результаты расчета напряженного состояния узла врезки осевого штуцера в емкость БЕН-1 от действия динамических нагрузок (положение вала VI)

Учитывая, что частота вращения вала компрессора составляет 6,25 Гц, и то, что за один оборот вала происходит 1 цикл нагнетания, следует, что за 1 секунду происходит 6 циклов нагнетания. Таким образом, за сутки сварной шов испытывает 518400 циклов нагружения. При этом напряжения в сварном шве емкости БЕН-1 изменяются циклически с амплитудой 24,8 МПа.

Результаты расчета деформированного состояния исследуемой модели в ПК АШУБ позволили проверить ее соответствие реальной конструкции. Для этого в точках Е1, Т1 и 01 (см. рисунок 7) оценивалось перемещение конструкции в вертикальном, горизонтальном и осевом направлениях при положениях вала II и VI. По разности полученных значений определялось перемещение конструкции в каждом направлении соответственно. При сравнении перемещений, рассчитанных в ПК АШУБ, с результатами замера виброперемещений была получена хорошая сходимость (таблица 1).

Таблица 1 - Сравнение результатов перемещений, рассчитанных в АЫБУБ, с результатами замеров виброперемещений на реальном объекте

Точка замера Результаты расчета перемещений в АИБУБ, мм Результаты замера виброперемещений, мм Расхождение результатов, %

Е1А 0,0261 0,0280 6,8

Е1В 0,4312 0,4719 8,6

Е1Г 0,0086 0,0095 9,5

TIA 0,0796 0,0853 6,7

TIB 0,2452 0,2656 7,7

Т1Г 0,0467 0,0510 8,4

OIA 0,0092 0,0103 10,7

01В 0,0102 0,0113 9,7

01Г 0,0074 0,0068 8,1

Исходя из статистики разрушений, следует, что среднее количество циклов до разрушения сварного шва находится в интервале 108-И09 циклов, т.е. в области гигацикловой усталости. На сегодняшний день проведение испытаний на усталостную долговечность в области гигацикловой усталости является достаточно трудоемкой задачей. Поэтому для оценки долговечности сварного шва

применялась расчетная кривая усталости, построенная с помощью формулы, предложенной Н.А. Махутовым:

100

Е-1п-

ЮО-у _ +__ав

(4.Ы)гар+1±1 1-г

(1)

где аа - разрушающая амплитуда напряжении; N - количество циклов до разрушения; Е - модуль продольной упругости; 1|! - относительное сужение; ав - предел прочности; шр, те - характеристики материала; г - коэффициент асимметрии цикла.

При этом для металла сварного соединения разрушающая амплитуда напряжений сао определялась по формуле:

(2)

где фс - коэффициент, учитывающий снижение циклической долговечности сварного соединения, зависящий от вида и режимов сварки, сварочных материалов и термообработки.

Учитывая, что в справочной литературе отсутствует значение коэффициента фс для исследуемого сварного соединения, полученного полуавтоматической сваркой в среде углекислого газа, было принято, что фс =1,0.

Исходя из данных, полученных по расчетной кривой усталости (рисунок 12), следовало, что расчетное количество циклов до разрушения сварного соединения значительно отличается от среднего количества циклов до разрушения, определенного из статистики разрушений в период 2007+2009 гг.

Поэтому, был предложен коэффициент фс = 0,85, учитывающий снижение циклической долговечности сварного соединения конструктивных элементов из стали 20, полученного полуавтоматической сваркой в среде углекислого газа.

ю

о

Ю5 106 ю' 10s 109 1010 10U 1012

N, ЦИКЛ

-«-Расчетная кривая усталости

х Среднее юличество циклов до разрушения сварного шва (данные из статистики)

Рисунок 12 - Расчетная кривая усталости сварного шва В четвертой главе оценено влияние геометрических размеров трубопроводной обвязки компрессора на долговечность сварного соединения.

Из результатов замеров виброперемещений следовало, что амплитуда колебаний трубопроводной обвязки компрессора уменьшается по мере удаления от корпусов цилиндров компрессора (таблица 1) и приближается к нулевому значению в точках Т1А, Т1В, Т1Г (отвод № 2 на рисунке 7). Исходя из этого, был проведен расчет НДС при различных геометрических размерах участков №1,2 трубопроводной обвязки компрессора. Также оценивалось влияние положения опоры № 1 на НДС трубопроводной обвязки компрессора.

Для удобства представления результатов расчета НДС был условно введен коэффициент К, показывающий во сколько раз увеличены (уменьшены) размеры Si, S2h S3 по сравнению с исходным размером.

Минимальные размеры участков №1,2 (размеры Sb S2) и расстояние от отвода № 2 до опоры № 1 (размер S3) выбирались исходя из требований ПБ 03-585-03 «Правила устройства и безопасной эксплуатации технологических трубопроводов». При этом для участка № 1 минимальное значение коэффициента К составило 0,2, для участка № 2 - 0,16, для расстояния от отвода

№ 2 до опоры № 1 - 1,0, т.е опора установлена на минимально допустимом расстоянии от отвода. Результаты расчета минимальных и максимальных напряжений цикла, возникающих в наиболее нагруженном сечении сварного шва, при изменении геометрических размеров трубопроводной обвязки, приведены на рисунках 13 и 14.

к

Рисунок 13 - Результаты расчета минимальных напряжений цикла,

возникающих в сварном соединении при различных значениях коэффициента К

К

Рисунок 14 - Результаты расчета максимальных напряжений цикла, возникающих в сварном соединении при различных значениях коэффициента К

Из результатов расчета следовало, что при увеличении размеров $1 и минимальные и максимальные напряжения цикла увеличиваются, при увеличении размера - уменьшаются. Однако изменение геометрических размеров трубопроводной обвязки не влияет на амплитуду напряжений в месте разрушения сварного шва, которая остается постоянной и равна 24,8 МПа.

Из исследований С.В. Серенсена, X. Говера и др. известно, что понижение коэффициента асимметрии цикла приводит к повышению предела выносливости, т.е. к смещению кривой усталости вверх и, следовательно, к увеличению количества циклов до разрушения. Исходя из результатов расчета коэффициента асимметрии цикла при различных размерах Бь Бг и был сделан вывод о том, что снижение коэффициента асимметрии возможно при уменьшении размеров Б) и Б2 или при увеличении размера Бз (рисунок 15).

0,76

= 0.74

♦ Прижменении размера Э ^ аПрнизмененинразмераЗ.,

* При изменении размера Э 3

Рисунок 15 - Результаты расчета коэффициентов асимметрии цикла при различных геометрических размерах трубопроводной обвязки При этом наименьший коэффициент асимметрии цикла, равный получается при увеличении размера Бз, т.е. при смещении опоры № 1 как можно дальше отвода № 2. Увеличение размера Б3 более чем в 2 раза невозможно вследствие конструктивных особенностей фундамента поршневого компрессора. Поэтому расчет долговечности сварного соединения проводился по кривой усталости, построенной при коэффициенте асимметрии цикла равном 0,69. Из результатов расчета следовало, что при смещении опоры № 1 от отвода № 2 на расстояние 500 мм, долговечность сварного соединения увеличивается с 1,9x108 до 6x108 циклов, т.е. более чем в 3 раза. При существующем режиме эксплуатации срок службы сварного соединения в месте врезки осевого штуцера в буферную емкость нагнетания составит 3 года.

На следующем этапе был проведены расчеты, с целью определения оптимального соотношения параметров участков трубопроводной обвязки компрессора. Из результатов расчета следовало, что при одновременном уменьшении размера Б] до 100 мм и увеличении размера до 500 мм коэффициент асим-

метрии цикла снижается до 0,65, а долговечность сварного соединения в месте врезки осевого штуцера в буферную емкость нагнетания увеличивается в 7 раз.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ

1. Установлено, что основным повреждающим фактором, приводящим к преждевременному разрушению сварных соединений технологических трубопроводов, сопряженных с роторным оборудованием, является вибрация, частота которой равна частоте вращения ротора. При этом значение амплитуды вибрации находится в пределах допускаемых нормативной документацией.

2. Показано, что при учете перемещений трубопровода, возникающих от вибрации роторного оборудования, характер распределения эквивалентных напряжений аналогичен распределению напряжений от действия статических нагрузок. Кроме того, значение амплитуды напряжений не зависит от геометрии трубопроводной обвязки. Для объекта исследований - поршневого компрессора - амплитуда напряжений в сварном соединении, находящемся в области максимальных перемещений трубопроводной обвязки, возникающих от действия вибрации, составляет 24,8 МПа.

3. Определено, что долговечность сварного соединения отличается от долговечности основного металла конструктивных элементов технологического трубопровода, находящегося под действием циклических нагрузок. Учитывая данный факт, для оценки долговечности трубопровода при проектных расчетах предложен коэффициент срс = 0,85, учитывающий снижение циклической долговечности сварных соединений конструктивных элементов из малоуглеродистой стали, полученных полуавтоматической сваркой в среде углекислого газа.

4. Показана возможность увеличения долговечности сварных соединений трубопроводной обвязки, эксплуатирующейся под действием вибрации от сопряженного роторного оборудования, за счет подбора геометрических размеров конструктивных элементов. Так, для исследуемой трубопроводной обвязки поршневого компрессора за счет изменения геометрических размеров прямых участков, находящихся в области воздействия вибрации, показана возможность увеличения долговечности сварного соединения в месте врезки осевого штуцера в буферную емкость нагнетания в 7 раз.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ ОПУБЛИКОВАНЫ В СЛЕДУЮЩИХ НАУЧНЫХ ТРУДАХ

1. Шарафутдинов P.A. Анализ вибрации трубопроводов при проектировании / Шарафутдинов P.A., Закирничная М.М. // 59-я научно-техническая конференция студентов, аспирантов и молодых ученых: сборник тезисов и докладов - Кн.1 - Уфа: УГНТУ, 2008,- С. 168 - 169.

2. Sharafiitdinov R.A. Vibration Analysis In Designing Industrial Pipe-Line / Sharafiitdinov R.A., Zakirnichnaya M.M. // International conference «Assessment of reliability of materials and structures: problems and solutions».- SPb.: Polytechnic University Publishing, 2008.- P. 424 - 427.

3. Шарафутдинов P.A. Воздействие пульсаций рабочей среды поршневого компрессора на перемещение его трубопроводной обвязки / Шарафутдинов P.A., Закирничная М.М. // Инновации, проблемы машиноведения, процессов управления и критических технологий в машиностроении РБ. - Уфа: Гилем,

2009,-С. 24-26.

4. Шарафутдинов P.A. Анализ перемещений трубопроводной обвязки за один рабочий цикл поршневого компрессора / Шарафутдинов P.A., Закирничная М.М. // Трубопроводный транспорт - 2009: материалы V Международной учебно-научно-практической конференции. - Уфа: УГНТУ, 2009,- С. 56 - 58.

5. Шарафутдинов P.A. Оценка влияния циклических перемещений на напряженно-деформированное состояние трубопроводной обвязки роторного оборудования / Шарафутдинов P.A., Закирничная М.М. // Энергоэффекгивность и энергобезопасность на предприятиях промышленности и жилищно-комунального хозяйства: труды Всероссийского научно-практического семинара. - Уфа: АН РБ, Гилем, 2010.- С. 289 - 291.

6. Шарафутдинов P.A. Использование программного комплекса ANSYS при проектировании трубопроводной обвязки роторного оборудования / Шарафутдинов P.A., Закирничная М.М. // Инженерные системы - 2010: Международная научно-практическая конференция: Тезисы докладов. - М.: РУДН,

2010.- С. 110

7. Шарафутдинов P.A. Влияние вибрации на напряженно-деформированное состояние технологических трубопроводов / Шарафутдинов P.A., Закирничная М.М. // Научно-технический журнал «Управление качеством в нефтегазовом комплексе», 2010,- № 2.- С. 34 - 36.

8. Шарафутдинов P.A. Определение допускаемых перемещений технологических трубопроводов, сопряженных с роторным оборудованием / Шарафутдинов P.A., Закирничная М.М. // Наука на рубеже тысячелетий: сборник материалов седьмой Международной научно-практической конференции. -Тамбов: Тамбовпринт, 2010,- С. 38 - 40

Введение

1 Литературный обзор

1.1 Классификация технологических трубопроводов

1.2 Конструктивные элементы технологических трубопроводов

1.2.1 Узлы и детали трубопроводов

1.2.2 Трубопроводная арматура

1.3 Виды соединений трубопроводов

1.4 Электрическая дуговая сварка

1.4.1 Ручная дуговая сварка

1.4.2 Автоматическая сварка под слоем флюса

1.4.3 Электрошлаковая сварка

1.4.4 Сварка неплавящимся электродом

1.4.5 Сварка плавящимся электродом

1.5 Механическая неоднородность сварных соединений

1.6 Особенности усталостного разрушения

1.7 Теории усталостного разрушения

1.8 Примеры усталостного разрушения сварных соединений технологических трубопроводов

1.9. Методы расчета циклической долговечности сварных соединений

1.9.1 Методы, основанные на понятии концентрация напряжений

1.9.2 Методы, основанные на группировке сварных соединений по категориям

1.9.3 Методика расчета усталостной прочности и долговечности сварных соединений, предложенная В.А. Винокуровым

1.9.4 Методика расчета циклической долговечности, предложенная Н.А. Махутовым

2 Описание объекта исследования

3 Описание метода исследования

3.1 Построение трехмерной модели объекта исследования

3.2 Применение метода конечных элементов для решения инженерных задач

3.3 Расчет напряженно-деформированного состояния объекта исследования в программном комплексе АТ^УБ

3.4 Расчет напряженно-деформированного состояния объекта исследования с учетом циклических нагрузок, возникающих от вибрации компрессора

4 Оценка влияния геометрии трубопроводной обвязки на циклическую долговечность сварного соединения

Актуальность работы. В-настоящее время на объектах нефтеперерабатывающей- промышленности одним из основных видов оборудования являются машины роторного типа, надежная работа которых обеспечивает непрерывность технологического процесса. Известно, что роторные машины эксплуатируются в условиях воздействия вибрации, основной причиной которой является неуравновешенность масс конструктивных элементов ротора. В свою очередь вибрация передается на сопряженные с роторным* оборудованием технологические трубопроводы.

Известно, что под действием динамических нагрузок, напряженное состояние конструкции меняется циклически, что в конечном итоге приводит к развитию усталостных трещин. Проблеме усталостного-разрушения посвящены исследования C.B. Серенсена, B.C. Ивановой, В.П. Когаева, А.П. Русенкова,

A.A. Шанявского, В.А. Татаринцева, В.Ф. Терентьева и т.д. Как показывает практика эксплуатации- трубопроводных систем, чаще всего усталостному разрушению подвержены сварные соединения из-за своих специфических особенностей, таких как механическая и структурная неоднородность, влияние термического воздействия сварки на свойства основного металла, возможность образования при сварке технологических дефектов и т.д.

Вопросам прогнозирования усталостной прочности сварных соединений уделяется большое внимание, как в нашей стране, так и за рубежом. Значительный вклад в решение этой проблемы внесли H.A. Махутов, В:И. Махненко,

B.А. Винокуров, Г.А. Николаев, В.П. Леонов, А.В= Ильин, Д.Д. Харрисон, П.Д. Хагсен и др.

Определение циклической долговечности сварных соединений технологических трубопроводов, сопряженных с роторным оборудованием, возможно с учетом новых подходов к оценке усталостной прочности и долговечности, основанных на изучении локального напряженного состояния в зоне возможного разрушения. Это позволит на стадии проектирования трубопровода выявить области с максимальной вероятностью усталостного разрушения и внести в систему необходимые конструктивные изменения.

Цель работы: оценка долговечности сварных соединений технологических трубопроводов с учетом циклических нагрузок, возникающих от вибрации сопряженного роторного оборудования»

Задачи>исследования:

1) анализ статистических данных по усталостному разрушению сварных соединений трубопроводов с 2002'по 2008 гг. на предприятиях нефтеперерабатывающей промышленности России;

2) сравнительный анализ напряженно-деформированного состояния (НДС) трубопроводной обвязки поршневого компрессора под действием статических нагрузок и под действием динамических нагрузок в.виде циклических перемещений, возникающих от вибрации компрессора;

3) построение расчетной, кривой усталости и оценка долговечности наиболее нагруженного сварного соединения трубопроводной обвязки компрессора;

4) оценка долговечности сварного соединения при различных геометрических размерах трубопроводной обвязки компрессора;

5) разработка методики, позволяющей5 прогнозировать долговечность сварных соединений трубопроводной обвязки роторного оборудования.

Научная новизна. Обнаружено, что совместное воздействие напряжений, находящихся в упругой области, и низкочастотных колебаний на частоте 6,25 Гц, приводит к возникновению трещины в сварном соединении, находящемся в области максимальных перемещений технологического трубопровода, сопряженного с роторным оборудованием.

Определен коэффициент (рс = 0,85, учитывающий снижение циклической долговечности сварного соединения конструктивных элементов из стали 20, полученного полуавтоматической сваркой в среде углекислого газа.

Практическая ценность работы. Разработанная методика оценки циклической долговечности сварных соединений технологических трубопроводов, сопряженных с роторным оборудованием принята к внедрению и используется в ООО «НОРТЭКС», а также в учебном процессе ГОУ ВПО УГНТУ при чтении лекций по дисциплине «Проектные и конструкторские работы при реконструкциях» направления 150400 «Технологические машины и оборудование».

Апробация работы. Материалы диссертационной работы обсуждались: на 59-й научно-технической конференции студентов, аспирантов и молодых ученых УГНТУ (г. Уфа, 2008 г.); 7-ой научно-технической конференции «Научно-технические проблемы прогнозирования надежности- и долговечности конструкций и методы их решения» (г. Санкт - Петербург, 2008 г.); конференции «Инновации, проблемы машиноведения, процессов управления и критических технологий в машиностроении РБ» (г. Уфа, 2009 г.); Международной учебно-практической конференции «Трубопроводный транспорт - 2009» (г. Уфа, 2009 г.); Всероссийском научно-практическом семинаре «Энергоэффективность и энергобезопасность на предприятиях промышленности и жилищно-коммунального хозяйства» (г. Салават, 2010 г.); Международной научно-практической конференции «Инженерные системы-2010» (г. Москва, 2010 г.); 7-ой Международной научно-практической конференции «Наука на рубеже тысячелетий» (г. Тамбов, 2010 г.)

Публикации. По теме диссертации опубликовано 8 научных работ.

Объем и структура работы. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав и основных выводов. Работа изложена на 110 страницах машинописного текста, содержит 40 рисунков, 10 таблиц, список использованных источников из 105 наименований, 3 приложения.

Основные выводы

1. Установлено, что основным повреждающим фактором, приводящим к преждевременному разрушению сварных соединений технологических трубопроводов, сопряженных с роторным оборудованием, является вибрация, частота которой равна частоте вращения ротора. При этом значение* амплитуды вибрации находится-в пределах допускаемых нормативной документацией.

2. Показано, что при'учете-перемещений трубопровода, возникающих от вибрации роторного оборудования, характер распределения эквивалентных напряжений аналогичен распределению напряжений от действия статических нагрузок. Кроме того, значение амплитуды напряжений не зависит от геометрии трубопроводной обвязки. Для объекта исследований - поршневого компрессора - амплитуда напряжений в сварном соединении, находящемся в области максимальных перемещений трубопроводной- обвязки, возникающих от действия1 вибрации, составляет 24,8 МПа.

3. Определено, что долговечность сварного соединения отличается от долговечности основного металла конструктивных элементов технологического трубопровода, находящегося под действием циклических нагрузок. Учитывая данный факт, для оценки долговечности трубопровода при проектных расчетах предложен коэффициент срс = 0,85, учитывающий снижение циклической долговечности сварных соединений конструктивных элементов из малоуглеродистой стали, полученных полуавтоматической сваркой в среде углекислого газа.

4. Показана возможность увеличения долговечности сварных соединений трубопроводной обвязки, эксплуатирующейся под действием вибрации от сопряженного роторного оборудования, за счет подбора геометрических размеров конструктивных элементов. Так, для исследуемой трубопроводной обвязки поршневого компрессора за счет изменения геометрических размеров прямых участков, находящихся в области воздействия вибрации, показана возможность увеличения долговечности сварного соединения в месте врезки осевого штуцера в буферную емкость нагнетания в 7 раз.

1. Тавастшерна Р.И., Бесман А.И. и др. Технологические трубопроводы промышленных предприятий. -М.: Стройиздат, 1991. 655 с.

2. Тавастшерна Р.И. Изготовление и монтаж технологических трубопроводов. М.: Стройиздат, 1980. - 299 с.

3. ГОСТ 12.1.005 — 88 «Система стандартов безопасности труда. Общие санитарно-гигиенические требования к воздуху рабочей зоны».

4. ГОСТ 12.1.007 — 76 «Система стандартов безопасности труда. Вредные вещества. Классификация и общие требования безопасности».

5. ГОСТ 12.1.004 91 «Система стандартов безопасности труда. Пожарная безопасность. Общие требования».

6. Уильям Ф. Маршал. Разработка плана эффективного ремонта трубопроводов // Нефтегазовые технологии, 1997. № 2. - С. 29 - 33.

7. Греб A.B. Повышение надежности трубопроводных коммуникаций технологических установок: Дисс. на соиск. уч. степени канд. техн. наук,- Уфа: УГНТУ, 1999.-132 с.

8. ПБ 10-573-03 «Правила устройства и безопасной эксплуатации трубопроводов пара и горячей воды».

9. ПУГ-69 «Правила устройства и безопасной эксплуатации трубопроводов для горючих, токсичных и сжиженных газов».

10. ПБ 03-517-02 «Общие правила промышленной безопасности для организаций, осуществляющих деятельность в области промышленной безопасности опасных производственных объектов».

11. ПБ 09-540-03 «Общие правила взрывобезопасности для взрывопожа-роопасных химических, нефтехимических и нефтеперерабатывающих производств».

12. ПБ 03-585-03 «Правила устройства и безопасной эксплуатации технологических трубопроводов».

13. РД 38.13.004-86 «Эксплуатация и ремонт технологических трубопролводов под давлением до 10,0 МПа (100 кгс/см )».

14. Фарамазов С. А. Оборудование нефтеперерабатывающих заводов и его эксплуатация. М.: Химия, 1978. - 352 с.

15. Персион A.A., Гарус К.А. Монтаж трубопроводов. Справочник рабочего. К.: Будивельник, 1987. - 207с.

16. ГОСТ 52760-2007 «Арматура трубопроводная. Требования к маркировке и отличительной окраске».

17. ГОСТ 6357-81 «Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба трубная цилиндрическая».

18. ГОСТ 6211-81 «Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба трубная коническая».

19. ГОСТ 16037-80 «Соединения сварные стальных трубопроводов. Основные типы, конструктивные элементы и размеры».

20. Кальнер В.Д. Цементация и нитроцементация стали. М.: Машиностроение, 1973. - 40 с.

21. Лившиц Л.С., Хакимов А.Н. Металловедение сварки и термическая обработка сварных соединений. М.: Машиностроение, 1989. - 336 с.

22. Мазель А.Г. Развитие сварки в газовой и нефтяной промышленности в» послевоенный период // Сварочное производство, 1996. №4. - С. 29-33.

23. Теория сварочных процессов / Под ред. Фролова В.В.- М.: Высшая школа, 1988.-559 с.

24. Петров Г.Л., Туманов A.C. Теория сварочных процессов.- М.: Высшая школа, 1967. 507 с.

25. Малыш В. М., Сорока М. М. Электрическая сварка. Киев: Техника, 1986.- 111 с.

26. Фоминых В.П., Яковлев А.П. Ручная дуговая сварка. Изд. 7-е, испр. и доп. Учебник для СПТУ. М.: Высшая школа, 1986. - 288 с.

27. Чернышов Г.Г., Мордынский В. Б. Справочник молодого электросварщика по ручной сварке. М.: Машиностроение, 1987. - 66 с.

28. ГОСТ 9087-81 «Флюсы сварочные плавленые».

29. Белинский С.М., Гарбуль А.Ф., Гусаковский В.Г. Оборудование для дуговой сварки: Справочное пособие. Л.:Энергоатомиздат, 1986. - 656 с.

30. Стеренбоген Ю.А. Электрошлаковая сварка М.:Машгиз, 1959. - 44 с.

31. Юхин H.A. Ручная дуговая сварка неплавящимся электродом в защитных газах. М: СОУЭЛО, 2007. - 50 с.

32. Юхин H.A. Механизированная дуговая сварка плавящимся электродом в защитных газах. М: СОУЭЛО, 2008. - 74 с.

33. СА-03-003-07 «Расчеты на прочность и вибрацию стальных технологических трубопроводов».

34. Шоршоров М.Х., Абрамов В.В., Алехин В.П. О природе задержки роста прочности соединения при сварке давлением с нагревом разнородных материалов с резко различной сопротивляемостью пластической деформации // Фи-ХОМ, 1990. № 1. - С. 96-104.

35. Госвами Г.Л., Дилип К. Сварка фиттингов для реакторов на тяжелой воде, работающих под давлением. Лазер как альтернатива // ФиХОМ, 1990. -№>3.-С. 106-112.

36. Алексеев Ю.Л., Смирнова Г.М. Образование сварного соединения стали и титана взрывом // ФиХОМ, 1996. №1. - С. 97-100.

37. Геворкян В.Г. Основы сварочного дела. М.: Высшая школа, 1969. —256 с.

38. Стеклов О.И., Лапшин Л.Н. Стойкость материалов и конструкций к коррозии под напряжением. — М.: Машиностроение, 1990. 384 с.

39. Иващенко Г.А., Новикова Д.П. Структурная и механическая неоднородность ЗТВ и ударная прочность сварных соединений конструкционных сталей // Автоматическая сварка, 1988. №12. - С. 5-8.

40. Батаев A.A., Тушинский Л.И., Батаев А.И. и др. Свойства сталей с ге-терофазной структурой // Известия высших учебных заведений. Черная металлургия, 1998.-С. 56-61.

41. Dorling D.V., Loyer A., Rüssel A:N. et al. Gas metal arc welding used on-mainline 80 ksi pipeline in Ganada // Welding journal, 1992. ,- P. 55-61.

42. Denys R.M. The implications of local brittle zones // Welding design and fabrication, 1989. P. 42-45.

43. Denys R.M. Part 2 Implications of local brittle zones // Welding: design and fabrication, 1990. - P. 64-65.

44. Бакши O.A. Механическая неоднородность сварных соединений: Дисс. докт. техн. наук. Челябинск, 1967. - 324 с.

45. Бакши O.A. Деформационная способность (пластичность); сварных стыковых: соединений и пути ее регулирования // Вопросы .сварочного производства: Сб. науч. тр. ЧИП№63. Челябинск, 1968. G. 5-24.

46. Зайнуллин P.C., Халимов A.F. Работоспособность механически; неоднородных сварных соединений: Учебное пособие. Уфа: УНИ, 1989. - 55 с.

47. Терентьев В.Ф. Усталостная'прочность металлов и сплавов. М.: Ин-термет Инжиниринг, 2002. - 287 с.

48. Когаев В.П., Махутов H.A., Гусенков A.1I. Расчеты деталей машин и конструкций на прочность и-долговечность. М.: Машиностроение, 1985. -224 с. • ■

49. Труфяков В.И., Дворецкий В.И., Михеев П.П. Прочность сварных соединений при переменных нагрузках. Киев: Hayкова думка, 1990. - 225 с.

50. Афанасьев H.H. Статистическая теория усталостной прочности материалов. Киев: Изд-во АН УССР, 1953. - 105 с.

51. Когаев В. П., Серенсен С. В. Статистическая методика оценки влияния: концентрации напряжений на сопротивление усталости // Завод, лаб.- 1962, № 1.-С. 79-87. '

52. СеренсенС. В., Когаев В. П., Шнейдерович Р. М. Несущая-способность и расчет деталей машин на прочность. М.: Машиностроение, 1975. -488 с.

53. Weibull W. Basic aspects of fatigue // Proc. of Colloquium on Fatigue, Stockholm 1955.-Berlin: Springer-Verlag, 1956.- P: 153-162.

54. Иванова B.C. Структурно-энергетическая теория усталости металлов //Циклическая-прочность металлов; М.: Изд-во АН СССР, 1962. - С. 11-23.

55. Иванова В.С, Терентьев В; Ф. Природа усталости металлов. М.: Металлургия. 1975.- 455 с. .

56. Иванова В.С, Терентьев В. Ф: Усталость и хрупкость металлических материалов. М.: Наука, 1968.- 215 с.

57. Иванова B.C. Усталостное разрушение металлов. М.: Металлургиз-дат, 1963. - 272 с. . - , •

58. Хейвуд Р.Б. Проектирование с учетом, усталости. М.: Машиностроение,; 1969:-504 с. .

59. Трощенко В.Т. Усталость и неупругость металлов; Киев: Наук, думка, 1971.-267 с. ' . л

60. Трощенко; В. Т. Деформирование и разрушение металлов при многоцикловом нагружении. Киев: Наук, думка, 1981. - 343 с.

61. Трощенко В. Т. Усталость и неупругость металлов: — Киев: Наук, думка, 1971.-267 с.

62. Трощенко В. Т., Хамаза JT А., Цыбанев Г. В. Методы ускоренного определения пределов выносливости металлов на основе деформационных и энергетических критериев. Киев: Наук, думка, 1979: - 105 с.

63. Трощенко. В. Т., Шотт Г. А. Методика прогнозирования долговечности индивидуальных образцов в условиях многоступенчатого нагружения // Иробл. прочности. 1979. - № 6. - С. 3 - 5.

64. Информационный бюллетень Госгортехнадзора России, №3; 2002.

65. Информационный бюллетень Госгортехнадзора России, № 6, 2003.

66. Информационный бюллетень Госгортехнадзора.России, № 6, 2004.

67. Информационный бюллетень Госгортехнадзора России, № 6, 2005.

68. Информационный бюллетень Госгортехнадзора России, № 6, 2006.

69. Информационный бюллетень Госгортехнадзора России, № 6, 2007.

70. Информационный бюллетень Госгортехнадзора России, № 6, 2008.

71. Информационный бюллетень Госгортехнадзора России, № 6, 2009.

72. Miller KJ., O'Donnel WJ. The fatigue limit and its elimination // Fatigue Fract. Eng. Mater. Struct. 1999. Vol. 22, N 7. P. 545-558.

73. Пархоменко A.A. Метод оценки долговечности сварных соединений с угловыми швами по критериям локального напряженного состояния: Дисс. на соиск. уч. степени канд. техн. наук. Ростов-на-Дону: ДГТУ, 2009. - 152 с.

74. Труфяков В.И. Усталость сварных соединений. Киев: Наук, думка, 1973.-213 с.

75. Прочность сварных соединений при переменных нагрузках. АН УССР. Ин-т электросварки им. Е.О. Патона; Под ред. В.И. Труфякова. Киев: Наук, думка, 1990. - 256 с.

76. Николаев Г.А., Винокуров В.А. Сварные конструкции. Расчет и проектирование: Учеб. для вузов / Под ред. Г.А. Николаева. М.: Высш. шк. 1990. -446 с.

77. Навроцкий Д.И. Расчет сварных соединений с учетом концентрации напряжений. JL: Машиностроение, 1968. - 170 с.

78. СНиП II23-81 «Стальные конструкции».

79. Винокуров В.А., Куркин'С.А., Николаев Г.А. Сварные конструкции. Механика разрушения и критерии работоспособности. / Под ред. Б.Е. Патона- М.: Машиностроение, 1996. 576 с.

80. Винокуров В.А., Аладинский В.В., Дубровский В.А. Концентрация напряжений в соединениях с лобовыми швами и ее учет в расчетах на выносливость // Автоматическая сварка. 1987. №7. - С. 18-23.

81. Черногоров A.JI. Обоснование требований к качеству сварных соединений с позиции влияния их геометрии на работоспособность несущих системсельскохозяйственных машин: Дисс. на соиск. уч. степени канд. техн. наук-Ростов-на-Дону: РИСХМ, 1990. 208 с.

82. Панкратьев С.А. Оценка ресурса прочности трубопроводных систем, подверженных вынужденным колебаниям на резонансной частоте: Дисс. на соиск. уч. степени^ канд. техн. наук. Уфа: УГНТУ, 2009. - 107 с.

83. Березин И .Я., Чернявский О.Ф. Сопротивление материалов. Усталостное разрушение металлов и расчеты на прочность и долговечность при переменных напряжениях: Учебное пособие. Под общей редакцией О.Ф. Чернявского. Челябинск: Изд. ЮУрГУ, 2003. - 76 с.

84. Шанявский A.A. Безопасное усталостное разрушение элементов авиаконструкций. Синергетика в инженерных приложениях. Уфа: Монография, 2003. - 803 с.

85. Wei R.P. Environmental considerations for fatigue cracking"// Proc. of. Intern. Conf. of Fatigue in the Very High Cycle Regime, 2-4 July, 2001. Vienna, Austria, 2001 1 Eds. S. Stanzl-Tschegg and H. Mayer. P. 255-266.

86. Калашников С.А. Влияние условий эксплуатации на усталостную прочность оболочковых конструкций из стали 09Г2С: Дисс. на соиск. уч. степени канд. техн. наук. Уфа: УГНТУ, 1998. - 125 с.

87. ОСТ 36-146-88 «Опоры стальных технологических трубопроводов на Рудо 10 МПа»

88. Антипин Д.Я. Прогнозирование усталостной долговечности и живучести сварных несущих конструкций-пассажирских вагонов с учетом их нагруже-ненности при движении: Дисс. на соиск. уч. степени канд. техн. наук.- Брянск: БГТУ, 2005.- 160 с.

89. Зенкевич О., Морган К. Конечные элементы и аппроксимация: Пер: с англ. -М.: Мир, 1986. 318 с.

90. Зубченко A.C., Колосков M.M., Каширский Ю.В. и др. Марочник сталей и сплавов. 2 изд., доп. и исп. М.: Машиностроение, 2003. - 784 с.

91. РТМ 38.001-94 «Указания по расчету на прочность и вибрацию технологических стальных трубопроводов».

92. Шарафутдинов P.А. Анализ вибрации трубопроводов при проектировании / Шарафутдинов Р.А., Закирничная М.М. // 59-я научно-техническаяIконференция студентов, аспирантов и молодых ученых: сборник тезисов и докладов Уфа: УГНТУ, 2008. - С. 168 - 169/

93. Закирничная М.М., Шарафутдинов Р.А. Влияние вибрации на напряженно-деформированное состояние технологических трубопроводов // Научно-технический журнал «Управление качеством в нефтегазовом комплексе», 2010. №2. - С. 34 - 36.