Инженерно-консалтинговая фирма SOLVER продолжает цикл статей о реализованных ею проектах автоматизации проектирования и производства на ведущих отечественных предприятиях различных отраслей промышленности.

Оптимальное проектирование шиберных задвижек для трубопроводов большого диаметра с использованием возможностей программного комплекса Pro/Engineer

Радислав Бирбраер, Иван Радченко, Александр Тараканов, Алексей Головин

Статья посвящена вопросам проектирования крупногабаритных шиберных задвижек для трубопроводов с диаметрами 700 и 1000 мм. Производство этих задвижек осуществляется на ОАО «ЭМК-АТОММАШ» (г. Волгодонск), которое специализируется на изготовлении уникального оборудования для атомной промышленности, металлургии, нефтегазового комплекса. По контракту с российской инженерно-консалтинговой фирмой SOLVER ОАО «ЭМК-АТОММАШ» внедряет систему сквозного автоматизированного проектирования на основе программного комплекса Pro/Engineer. Одним из первых значительных результатов внедрения (по специальной консалтинговой методологии SOLVER) стал проект ряда крупногабаритных шиберных задвижек.

Основная проблема проектирования — оптимизация конструкции с целью снижения металлоемкости при обеспечении необходимых условий прочности и жесткости. Существующая конструкция задвижки для трубопровода 1000 мм имеет большую металлоемкость и вместе с тем недопустимо высокий уровень напряженно-деформированного состояния (определен экспериментально в процессе испытаний опытного образца). Предварительные интуитивные «ручные» попытки усилить конструкцию наращиванием массы оказались неэффективными. Актуальной также является проблема аналогового проектирования шиберных задвижек на меньшие диаметры трубопровода (например, Ø700 мм).

Решение указанных выше проблем проектирования осуществлено специалистами головного конструкторского бюро «ЭМК-АТОММАШ» совместно со специалистами SOLVER в среде комплекса Pro/Engineer на основе его модулей — Pro/Engineer Foundation Advanced Surface Extension, Advanced Assembly Extension, Structural Simulation Option.

Исходная конструкция шиберной задвижки для трубопровода Ø1000 мм, реализованная в опытном образце, представляется в Pro/Engineer в виде трехмерной геометрии сборки и всех входящих деталей (рис.1а, б). При построении этой геометрии все размеры являются естественными параметрами; кроме того, вводятся параметрические связи на геометрию сопряженных деталей. По трехмерным моделям сборки и деталей оперативно получены все необходимые чертежи и спецификации (рис. 1в). При этом любое изменение на уровне трехмерной модели автоматически отображается на чертежах (и наоборот) — свойство полной ассоциативности Pro/Engineer.

Анализ напряженно-деформированного состояния корпуса исходного варианта задвижки (рис. 2а), нагруженного испытательным внутренним давлением 12 МПа, выявил очень высокие напряжения в зоне стыка внутренней части патрубка с подкрепляющими центральными ребрами (рис. 3б) — до 1224 МПа. Характер деформированного состояния корпуса приведен на рис. 3а (внутренний торец патрубка деформируется, приобретая форму эллипса, при этом эллипсность по вертикали — 2,24 мм = 1,18 + 1,06). Толщина стенок корпуса задвижки в исходном состоянии составляет 55 мм.

Проведенная в Pro/Engineer вариантная оптимизация по уровню максимальных напряжений привела к конструктивному решению замены центральных ребер, подкрепляющих патрубок внутри корпуса (рис. 2б), на систему разнесенных ребер (рис. 2в).

При этом внутренняя эллипсность патрубка снижается с 2,24 мм до 1,84 мм, а максимальные напряжения в зоне сопряжения ребер с внутренней частью патрубка снижаются очень существенно — с 1224 МПа до 296 МПа.

Дальнейшая оптимизация проводилась на модели рабочего состояния сборки «корпус-крышка» задвижки (рис. 4а) с учетом внутреннего давления в корпусе 12 МПа, внешних сил от веса трубопровода, создающих момент на внешнем торце М_п = 1,05×10⁹ Н·мм, а также продольных осевых сил N_п, эквивалентных давлению на возможные запорные устройства в трубопроводе (соединен сваркой с внешней частью патрубка).

Оптимизация направлена на снижение металлоемкости конструкции за счет уменьшения толщины стенок корпуса и крышки, а также за счет выбора необходимой конфигурации подкрепляющих внутреннюю часть патрубка ребер (по схемам на рис. 4б, в).

Далее описаны варианты конструкции (шаги) при оптимизации.

Шаг 1

Толщина стенок постоянна и уменьшена с исходных 55 мм до 50 мм. Напряжения и деформации изменились при этом несущественно.

Шаг 2

Переменная толщина стенок: t₁ = 50 мм, t₂ = 30 мм (см. рис. 4б). Эквивалентные напряжения (рис. 5) в основной части корпуса не выше 350 МПа, в зоне стыка верхнего ребра со стенкой — 425 МПа, а нижнего ребра со стенкой — 1048 МПа, что свидетельствует о его значительной перегруженности (в сравнении с верхним ребром). Напряжения по торцу патрубка за счет одновременного изгиба и растяжения достигают значений 536 МПа. В реальной конструкции напряжения по торцу патрубка будут ниже, так как при эксплуатации в реальных условиях продольная осевая сила меньше принятой в расчете (указанное замечание относится не только к этой, но и ко всем последующим моделям, в которых напряжения по торцу патрубка имеют аналогичный уровень).

Шаг 3

Толщина t₂ стенок, днища и крышки увеличена с 30 мм до 40 мм, толщина ребра — с 20 мм до 40 мм. В зоне максимальной концентрации эквивалентные напряжения снизились незначительно: с 1048 МПа (шаг 2) до 1007 МПа.

Шаг 4

Форма нижнего ребра принципиально изменена: увеличена его высота и радиус кривизны скоса (см. рис. 4в). Таким образом, торец ребра выводится из зоны основного силового потока. Толщины корпуса и крышки приняты с переходом от t₁= 50 мм к t₂=30 мм (см. рис. 4б). Напряжения в стыке нижнего ребра с вертикальной стенкой корпуса снизились с 1048 МПа (шаг 2) до 466 МПа (рис. 6а). Масса корпуса с крышкой снизилась с 11 137 кг (исходный вариант) до 9486 кг. Итак, получено существенное снижение массы — на 1651 кг (15%).

Шаг 5

Принята постоянная толщина корпуса и крышки t = 40 мм (в предыдущих вариантах это не предпринималось из-за концентратора напряжений в зоне стыка нижнего ребра жесткости со стенкой корпуса). Деформации днища при этом значительно уменьшились (на рис. 7 для сравнения приведены деформации корпуса переменной: t₁ = 50 мм, t₂ = 30 мм и постоянной толщины t = 40 мм). Напряжения в стыке ребра со стенкой корпуса также уменьшились до 416 МПа (см. рис. 6б). По торцу патрубка напряжения остались на прежнем уровне. Масса конструкции (корпус и крышка) при этом несколько возросла — до 9634 кг, оставаясь на 1503 кг (на 13,5%) меньше исходного варианта.

Шаг 6

Толщина стенок принята постоянной и уменьшена с 40 мм до 36 мм. Здесь произошло некоторое перераспределение напряжений в теле корпуса: в районе нижнего ребра жесткости они снизились до 407 МПа, а в зоне стыка патрубка со стенкой корпуса увеличились до 317 МПа, не превысив при этом допускаемых значений. Масса конструкции снизилась до 9262 кг.

Таким образом, в результате проведенной оптимизации конструкции шиберной задвижки экономия металла составляет 1875 кг, или 17%.

В процессе проектирования выполнен анализ системы «корпус-крышка» при закрытом шибере с односторонним давлением 8,8 МПа (рис. 8). Седло моделируется как часть, монолитная с патрубком. К торцевой поверхности левого седла прикладывается односторонняя нагрузка N_c со стороны закрытого шибера, принимаемая равномерно распределенной по поверхности. Предполагается, что указанная сила передается на внешние торцы патрубков поровну, поэтому к внешним торцам патрубков приложены силы N_п, уравновешивающие усилие N_c со стороны шибера (2N_п = N_c). К торцам патрубков также приложены распределенные силы, создающие изгибающие моменты M_п, вызванные весом трубопроводов.

Деформированное состояние корпуса (с выделением зон деформаций седла) представлено на рис. 9, напряженное состояние — на рис. 10. Эквивалентные напряжения в седле значительно превышают допустимые.

Для детализации анализа силовой работы конструкции «корпус-крышка» выполнено также моделирование контактной системы, содержащей седло и часть патрубка (рис. 11). В момент открытия шиберной задвижки на седло действует прижимающее усилие N, соответствующее давлению 3 МПа на шибер, и сдвигающее усилие трения T = 0,77855 МН. Седло, прижимаясь своей нижней поверхностью к опорной поверхности патрубка, деформируется, принимая овальную форму (рис. 12а). Относительные вертикальные деформации составляют 4,92 мм (5,74 – 0,82 = 4,92). Максимальные напряжения _Экв= 505 МПа возникают в нижней части седла, в зоне его контакта с патрубком. Основные деформации патрубка происходят в его нижней части в районе контакта с седлом (рис. 12б). В этой же зоне возникают и максимальные напряжения, достигающие 364 МПа.

Проведенный анализ напряженно-деформированного состояния контактной системы седла и патрубка выявил недопустимо высокий уровень напряжений в седле, указывающий на необходимость усиления его конструкции, что и было выполнено в проекте.

Объектом специального анализа при проектировании является шибер (рис. 13а) в предположении, что он закреплен по кольцевой поверхности, соответствующей его контакту с седлом, и нагружен давлением p_o = 3 МПа, а также сдвигающим (открывающим) усилием со стороны привода T = 0,77855 МН. Деформированное состояние шибера приведено на рис. 14. Основные деформации происходят в зонах, ослабленных проходным отверстием. Ослабленностью указанных зон объясняется высокий — до 1058 МПа — уровень напряжений в них (рис. 15).

В качестве альтернативной предлагается некоторая виртуальная конструкция шиберной задвижки с нижним расположением проходного отверстия в шибере (рис. 13б). Незначительным силовым недостатком этой конструкции является то, что при открытии задвижки усилия со стороны привода действуют на заплечики, вызывая их сдвиг. Вследствие этого эквивалентные напряжения в основании заплечиков достигают 355 МПа (рис. 16); в остальной же части конструкции они не превышают 180 МПа (против имеющих место напряжений 1058 МПа — см. рис. 15). Понятно, что реализации такой виртуальной конструкции препятствует практика эксплуатации задвижек: осадок в виде песка на дне корпуса задвижки значительно затруднит аварийное закрытие шибера «вниз», но как теоретический альтернативный сравнительный результат он сам по себе достаточно интересен.

После проведенной оптимизации и всестороннего анализа конструкции шиберной задвижки все необходимые изменения автоматически передаются в трехмерную модель сборки, и оперативно формируется новый соответствующий комплект конструкторской документации. Параметрическая геометрия конструкции в Pro/Engineer позволила после детальной отработки проекта шиберной задвижки с диаметром 1000 мм в течение нескольких часов получить новый проект — шиберную задвижку с проходным диаметром 700 мм (см. рис. 17).

Рассмотренный проект является одной из составляющих процесса внедрения САПР Pro/Engineer на ОАО «ЭМК-АТОММАШ» при консалтинговой поддержке фирмы SOLVER. В последующих публикациях будут отражены интересные аспекты процесса параллельного проектирования в Pro/Engineer, осуществляемого группой разработчиков, и другие важные аспекты внедрения, обеспечивающие успех ОАО «ЭМК-АТОММАШ» в его главной цели — построить САПР не как «красивую оболочку», а как реальный инструмент проектирования с достижением высоких технических и экономических параметров создаваемых изделий.

«САПР и графика» 5'2000