ГОСТ Р 55682.3-2017 (EN 12952-3:2011). Национальный стандарт Российской Федерации. Котлы водотрубные и котельно-вспомогательное оборудование. Часть 3. Конструирование и расчет узлов, работающих под давлением

(утв. и введен в действие Приказом Росстандарта от 08.11.2017 № 1711-ст)

ИСТОРИЯ ИЗМЕНЕНИЙ НОРМАТИВНО-ТЕХНИЧЕСКИХ АКТОВ

flowchart LR
  n0["ГОСТ Р 55682.3-2013"]:::rst
  click n0 "https://bukva.ai/docs/postanovlenie-120-1975" "ГОСТ Р 55682.3-2013. Национальный стандарт Российской Федерации. Котлы водотрубные и котельно-вспомогательное оборудование. Часть 3. Конструирование и расчет узлов, работающих под."
  n1["ГОСТ Р 55682.3-2017"]:::doc
  click n1 "https://bukva.ai/docs/gost-r-55682-3-2017" "ГОСТ Р 55682.3-2017. Национальный стандарт Российской Федерации. Котлы водотрубные и котельно-вспомогательное оборудование. Часть 3. Конструирование и расчет узлов, работающих под."
  n0 --> n1
classDef rst fill:#FFEBEB,stroke:#8B0000,color:#000;
classDef doc fill:#EBFFEB,stroke:#006400,color:#000;
classDef notEnt fill:#FFFFEB,stroke:#FF8C00,color:#000;

Утвержден и введен в действие Приказом Федерального агентства по техническому регулированию и метрологии от 8 ноября 2017 г. № 1711-ст

НАЦИОНАЛЬНЫЙ СТАНДАРТ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

КОТЛЫ ВОДОТРУБНЫЕ И КОТЕЛЬНО-ВСПОМОГАТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ

ЧАСТЬ 3

КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ УЗЛОВ, РАБОТАЮЩИХ ПОД ДАВЛЕНИЕМ

Water-tube boilers and auxiliary installations. Part ₃. Design and calculation for pressure parts

(EN 12952-3:2011, MOD)

ГОСТ Р 55682.3-2017 (EN 12952-3:2011)

ОКС 27.010

Дата введения 1 января 2019 года

Предисловие

1 ПОДГОТОВЛЕН Федеральным государственным унитарным предприятием «Всероссийский научно-исследовательский институт стандартизации и сертификации в машиностроении» (ВНИИНМАШ) на основе собственного перевода на русский язык англоязычной версии европейского стандарта, указанного в пункте 4

2 ВНЕСЕН Техническим комитетом по стандартизации ТК 244 «Оборудование энергетическое стационарное»

3 УТВЕРЖДЕН И ВВЕДЕН В ДЕЙСТВИЕ Приказом Федерального агентства по техническому регулированию и метрологии от 8 ноября 2017 г. № 1711-ст

4 Настоящий стандарт является модифицированным по отношению к европейскому стандарту EN 12952-3:2011 «Котлы водотрубные и котельно-вспомогательное оборудование. Часть 3. Конструирование и расчет узлов, работающих под давлением» (EN 12952-3:2011 «Water-tube boilers and auxiliary installations — Part 3: Design and calculation for pressure parts», MOD) путем изменения отдельных фраз (слов, значений показателей, ссылок), которые выделены в тексте курсивом.

Внесение указанных технических отклонений направлено на учет потребностей национальной экономики Российской Федерации и/или особенностей российской национальной системы стандартизации.

Сведения о соответствии ссылочных национальных стандартов европейским стандартам, использованным в качестве ссылочных в примененном европейском стандарте, приведены в дополнительном приложении ДА

5 ВЗАМЕН ГОСТ Р 55682.3-2013/EN 12952-3:2011

Правила применения настоящего стандарта установлены в статье 26 Федерального закона от 29 июня 2015 г. № 162-ФЗ «О стандартизации в Российской Федерации». Информация об изменениях к настоящему стандарту публикуется в ежегодном (по состоянию на 1 января текущего года) информационном указателе «Национальные стандарты», а официальный текст изменений и поправок — в ежемесячном информационном указателе «Национальные стандарты». В случае пересмотра (замены) или отмены настоящего стандарта соответствующее уведомление будет опубликовано в ближайшем выпуске информационного указателя «Национальные стандарты». Соответствующая информация, уведомление и тексты размещаются также в информационной системе общего пользования — на официальном сайте Федерального агентства по техническому регулированию и метрологии в сети Интернет (www.gost.ru)

Введение

Серия национальных стандартов ГОСТ Р 55682, гармонизированная с серией европейских стандартов ЕН 12952, состоит из следующих частей, объединенных под общим названием «Котлы водотрубные и котельно-вспомогательное оборудование»:

• Часть 1. Общие положения;
• Часть 2. Материалы для деталей котлов, работающих под давлением, и для вспомогательных устройств;
• Часть 3. Конструирование и расчет узлов, работающих под давлением;
• Часть 4. Расчет в процессе эксплуатации предполагаемого срока службы котла;
• Часть 5. Конструктивное исполнение и технология производства частей котла, работающих под давлением;
• Часть 6. Контроль и испытания в процессе изготовления, документация и маркировка частей котла, работающих под давлением;
• Часть 7. Требования к оборудованию для котлов;
• Часть 8. Требования к топкам котлов, работающих на жидких и газообразных топливах;
• Часть 9. Требования к топкам котлов, работающих на пылеугольном топливе;
• Часть 10. Требования к защитным устройствам от превышения допустимого давления;
• Часть 11. Требования к ограничительным устройствам котлов и котельно-вспомогательного оборудования;
• Часть 12. Требования к качеству питательной и котельной воды;
• Часть 13. Требования к установкам газоочистки;
• Часть 14. Требования к установкам очистки дымовых газов от оксидов азота (DENOX), применяющих сжиженный аммиак и водный раствор аммиака;
• Часть 15. Приемочные испытания;
• Часть 16. Требования к топочным устройствам котлов со слоевым сжиганием и сжиганием в кипящем (псевдоожиженном) слое твердого топлива;
• Часть 17. Руководящее указание по привлечению независимой от изготовителя инспектирующей организации;
• Часть 18. Руководство по эксплуатации.

Хотя указанные выше части серии стандартов можно использовать каждую отдельно, все части являются взаимосвязанными. При конструировании и изготовлении котлов потребуется применение нескольких частей одновременно с целью удовлетворения всех требований стандарта, объединенных общим наименованием «Котлы водотрубные и котельно-вспомогательное оборудование».

Примечание 1 - Части 4 и 15 не требуются на этапе проектирования, изготовления и монтажа котла.

Настоящий стандарт является одним из основополагающих нормативных документов, входящих в доказательную базу, подтверждающую действие Технического регламента Таможенного союза «Оборудование, работающее под избыточным давлением».

Пункты настоящего стандарта отвечают по существу требованиям по безопасности или иным положениям «Предписаний по оборудованию высокого давления...».

Примечание 2 — К изделию (изделиям) могут применяться и иные нормативные документы, отличные от «Предписаний...», если они не выходят за рамки настоящего стандарта.

Пункты настоящего стандарта, указанные в нижеследующей таблице, служат в поддержку основным требованиям по безопасности документа «Предписания по оборудованию высокого давления...».

Таблица

Сопоставление положений настоящего стандарта с положениями «Предписаний по оборудованию высокого давления...» в отношении конструирования и расчета узлов высокого давления для водотрубных котлов

Настоящий стандарт устанавливает требования к конструктивному исполнению и технологии изготовления водотрубных котлов, определение которых приводится в ГОСТ Р ЕН 12952-1.

2 Нормативные ссылки

В настоящем стандарте использованы ссылки на следующие национальные стандарты:

ГОСТ Р 55682.2-2013 (ЕН 12952-2:2011) Котлы водотрубные и котельно-вспомогательное оборудование. Часть 2. Материалы для деталей котлов, работающих под давлением, и для вспомогательных устройств

ГОСТ Р 55682.4-2017 (ЕН 12952-4:2011) Котлы водотрубные и котельно-вспомогательное оборудование. Часть 4. Расчет в процессе эксплуатации предполагаемого срока службы котла

ГОСТ Р 55682.5-2017 (ЕН 12952-5:2011) Котлы водотрубные и котельно-вспомогательное оборудование. Часть 5. Конструктивное исполнение и технология производства частей котла, работающих под давлением

ГОСТ Р 55682.6-2017 (ЕН 12952-6:2011) Котлы водотрубные и котельно-вспомогательное оборудование. Часть 6. Контроль и испытания в процессе изготовления, документация и маркировка деталей котла, работающих под давлением

ГОСТ Р 55682.11-2013/ЕН 12952-11:2007 Котлы водотрубные и котельно-вспомогательное оборудование. Часть 11. Требования к ограничительным устройствам котла и котельно-вспомогательного оборудования

ГОСТ Р 55682.12-2013/ЕН 12952-12:2003 Котлы водотрубные и котельно-вспомогательное оборудование. Часть 12. Требования к качеству питательной и котельной воды

ГОСТ Р ЕН 12952-1-2012 Котлы водотрубные и котельно-вспомогательное оборудование. Часть 1. Общие положения

Примечание - При пользовании настоящим стандартом целесообразно проверить действие ссылочных стандартов в информационной системе общего пользования — на официальном сайте Федерального агентства по техническому регулированию и метрологии в сети Интернет или по ежегодному информационному указателю «Национальные стандарты», который опубликован по состоянию на 1 января текущего года, и по выпускам ежемесячного информационного указателя «Национальные стандарты» за текущий год. Если заменен ссылочный стандарт, на который дана недатированная ссылка, то рекомендуется использовать действующую версию этого стандарта с учетом всех внесенных в данную версию изменений. Если заменен ссылочный стандарт, на который дана датированная ссылка, то рекомендуется использовать версию этого стандарта с указанным выше годом утверждения (принятия). Если после утверждения настоящего стандарта в ссылочный стандарт, на который дана датированная ссылка, внесено изменение, затрагивающее положение, на которое дана ссылка, то это положение рекомендуется применять без учета данного изменения. Если ссылочный стандарт отменен без замены, то положение, в котором дана ссылка на него, рекомендуется применять в части, не затрагивающей эту ссылку.

3 Термины и определения

В настоящем стандарте применены термины по ГОСТ Р ЕН 12952-1.

4 Обозначения и сокращения

В настоящем стандарте применены условные обозначения по ГОСТ Р ЕН 12952-1, таблица 4-1.

Определения дополнительных терминов и условных обозначений приведены в случае необходимости разъяснения специфического текста.

Следует отметить, что в некоторых случаях одинаковый дополнительный символ может быть использован в разных уравнениях с разным значением; в этих особых случаях для каждого уравнения указано значение такого символа.

5 Общие положения

5.1 Цели и задачи

Узлы высокого давления водотрубных котлов должны быть сконструированы в соответствии с требованиями настоящего стандарта. Окончательную форму конструкции необходимо воспроизводить в виде чертежей и спецификаций для того, чтобы гарантировать надлежащее исполнение конструктивных требований в процессе изготовления и во время проверок.

5.2 Размеры узлов, предназначенных для работы под давлением

Толщина стенок и иные размеры узлов, работающих под давлением, должны быть достаточными для того, чтобы выдерживать расчетное давление, которое развивается при расчетной температуре во время всего срока службы конструкции, что следует определять в соответствии с положениями настоящего стандарта при условии, что используются материалы согласно ГОСТ Р 55682.2.

Конструкцию под нагрузки, источники которых перечислены ниже, следует рассчитывать согласно требованиям настоящего стандарта:

a) изгиб барабана или коллектора под воздействием собственного веса и налагаемых нагрузок;

b) местные нагрузки на барабан от элементов опоры;

c) температурные напряжения и моменты, возникающие внутри конструкции, а также в результате термического расширения присоединенных трубопроводов;

d) местные нагрузки на трубы от конструкционных элементов усиления;

e) быстрые и частые перемены давления и температуры.

Способы расчета напряжений, вызванных внешними нагрузками, приложенными к штуцерам и к местам соединений, должны соответствовать [1].

Примечание — Цель настоящего раздела состоит в том, чтобы дать конкретные правила расчета общих форм нагрузок, действующих обычно на узлы котла, и основные правила, пользуясь которыми, можно было бы рассчитывать иные возможные нагрузки. Здесь не дается конкретных правил расчета для нагрузок, не подпадающих под приведенный выше перечень a) - e).

Рассматриваемые правила расчета рассчитаны на применение к расчету котлов утвержденных конструкций, которые устанавливают и эксплуатируют так, как это предусмотрено инструкциями изготовителя.

Размеры узлов, работающих под давлением, должны определяться из конкретного анализа, если они не включены в настоящий стандарт, а также если имеют место нестандартные условия, такие как:

f) необычайно высокая коррозионная активность продуктов сгорания;

g) очень высокое давление продуктов сгорания;

h) недостаточная подача воды.

Отклонения от требований и положений настоящего стандарта при использовании альтернативных способов конструирования и расчета допустимы, только если они разрешены, при этом должно быть показано, что применение упомянутых способов не приведет к ослаблению надежности узла. Изготовитель в своем документе обязан подробно описать все упомянутые отклонения (см. также пункт 7 ГОСТ Р ЕН 12952-1).

5.3 Прочность узлов, предназначенных для работы под давлением

Прочность узлов, работающих под давлением, должна быть такой, чтобы они могли выдерживать следующие нагрузки:

a) внутреннее давление;

b) вес всех этих узлов и их содержимого, вес размещенных на них элементов и любые отложения шлака, топлива, золы или пыли;

c) нагрузки, вызванные перепадами давления газа, проходящего сквозь форсунки котла, и давление потока проходящего газа;

d) нагрузки, развивающиеся в стыках котла с иными элементами установки.

Там, где это необходимо, узлы высокого давления следует рассчитывать на ветровую нагрузку, а также на противостояние нагрузкам от землетрясения. Следует ли в расчет конструкции закладывать расчет на такие нагрузки, определяет изготовитель.

5.4 Аналитический расчет

Допустим расчет конструкции по анализу, такой расчет позволяет обеспечить необходимый уровень надежности и удовлетворить необходимым требованиям, предъявляемым к элементам.

Результаты любого расчета напряжений, выполненного для нагрузок, которые во всех подробностях не охватываются уравнениями настоящего раздела, необходимо оценивать с использованием системы критериев, приведенной в [1].

5.5 Циклическая нагрузка

Считается, что узлы котла подвергаются воздействию циклической нагрузки, если котел рассчитан более чем на 500 циклов холодных пусков. Когда циклическим нагрузкам подвергаются узлы цилиндрической или сферической формы с отверстиями, то расчет допустимой скорости изменения температуры V проводится по следующей формуле

V_{t} = (550\text{Н}/\text{мм}^{2} - p_{c}[\frac{\alpha_{m} \cdot d_{m}}{n_{s} \cdot s_{min}} - 0,5]) \frac{Z}{s_{min}^{2}} , (5.5-1)

где pc — максимальное рабочее давление;

dm — средний диаметр оболочки;

smin — минимальная толщина стенки;

ns = 2, если оболочка цилиндрическая или

ns = 4, если оболочка сферическая;

\alpha_{m} = 4 или, если есть некоторое сомнение в том, что это значение взято с излишним запасом, точную величину следует вычислить по графику рисунка 13.4-5 или по графику рисунка 13.4-7, а затем использовать в расчетах;

Z = 2K мм4/(Н·с), если материал — ферритная сталь, или

Z = 1K мм4/(Н·с), если материал — аустенитная либо мартенситная сталь, или

Z = \frac{0,5}{K_{\text{цил}/\text{сф}} \cdot \alpha \cdot K_{t} \cdot E/(1 - \mu)} \cdot \alpha_{t}, (5.5-2)

где \alpha_{t} — теплопроводность;

Kцил/сф — фактор формы;

Kt — коэффициент концентрации температурных напряжений;

E — модуль Юнга;

\alpha — коэффициент линейного расширения.

\alpha можно взять из приложения D, значение Kцил/сф найти по графику на рисунках 13.4-6 или 13.4-9, а значение Kt — по графику на рисунке 13.4-8.

Если в результате этого расчета для температуры получится величина, меньшая, чем требуемая температура переходного режима при пуске или отрицательная величина, то следует обратиться к 13.4.

Для конструкции, испытывающей циклические нагрузки, особое внимание следует обратить на конфигурацию, чтобы в ней не оказалось элементов, которые сами стали бы источниками напряжений и чтобы была уверенность в том, что напряжение распределяется относительно равномерно. Из зон концентрации напряжений не следует отбирать образцы для испытаний.

С учетом условий эксплуатации конструкцию надо создавать в соответствии с имеющимися данными по коррозии и усталости.

Уровень применяемого неразрушающего контроля должен отвечать принятым критериям для сварных швов главного барабана, приведенным в ГОСТ Р 55682.6.

5.6 Прочие конструктивные требования

5.6.1 Общие положения

В особенности следует обратить внимание на следующие требования ГОСТ Р 55682.5 и ГОСТ Р 55682.6:

a) конструкция должна быть такой, чтобы ее можно было изготавливать и сваривать в соответствии с требованиями ГОСТ Р 55682.5 и проверять в соответствии с требованиями ГОСТ Р 55682.6;

b) там, где используется технология сварки с частичным проваром, глубина проточки, определяющая величину провара, должна быть указана на чертежах;

c) сварные швы, соединяющие штуцера, шпильки и элементы опор с барабаном и коллектором, не должны включать комбинацию из ферритной и аустенитной сталей;

d) требования к выполнению и качеству сварки штуцеров с барабанами и коллекторами, соединенными без учета внешней нагрузки, должны соответствовать пункту 9.3 ГОСТ Р 55682.5;

e) требования к выполнению и качеству сварных соединений труб с барабанами и коллекторами, соединенными без учета внешней нагрузки, должны соответствовать пункту 9.4 ГОСТ Р 55682.5;

f) соблюдение эксплуатационных ограничений для литых клапанов и фитингов;

g) в тех случаях, когда допускается проведение выборочного НРК сварных швов в соответствии с положениями ГОСТ Р 55682.6, необходимо продемонстрировать, что выполненная сварка будет адекватна прикладываемым нагрузкам, если в расчетах использовать коэффициент сварного соединения, равный 0,85;

h) специальные требования для котлов со змеевиками, приведенные в приложении D ГОСТ Р 55682.5;

i) специальные требования к котлам-утилизаторам для химической промышленности, приведенные в приложении E ГОСТ Р 55682.5.

Для основных узлов, работающих в диапазоне ползучести, имеющееся оборудование должно обеспечивать наблюдение за ползучестью в период эксплуатации.

5.6.2 Доступ

Котел следует конструировать так, чтобы гарантировать доступ для проверки состояния внутренних поверхностей барабана и коллекторов, проверка может проводиться либо непосредственно, либо дистанционно, что зависит от физических размеров инспектируемых узлов. Требования к отверстиям и ограничения на отверстия для доступа и инспектирования должны соответствовать пункту 9.2 ГОСТ Р 55682.5.

5.6.3 Дренаж и вентиляция

Котел должен быть оборудован достаточными средствами дренажа и вентиляции во избежание гидравлического удара и вакуумного сжатия, причем такими, чтобы можно было проводить инспектирование их изнутри.

5.7 Проектное давление, расчетное давление и давление при гидроиспытаниях

5.7.1 Проектное давление для настройки предохранительных клапанов

В соответствии с целями и задачами настоящего стандарта проектное давление pd должно быть равно или больше, чем максимальное допустимое давление ps.

Для каждой отключаемой части водотрубного котла проектное давление должно быть по меньшей мере равно самому высокому давлению из тех, на которые настраивается предохранительный клапан этой отключаемой части.

Примечание - Отключаемая часть — это любой подвергаемый действию высокого давления участок установки, который можно изолировать от нее отключающей арматурой.

5.7.2 Расчетное давление

Каждая отключаемая часть может быть разделена на секции, для каждой из которых будет определена своя величина расчетного давления ps и своя расчетная температура tc. Расчет по каждой такой части должен базироваться на одном из следующих положений:

a) для тех участков, на которых расчетное напряжение должно выводиться из предела прочности на разрыв Rm или из минимального предела текучести R_{p0,2t_{c}} , расчетное давление следует принимать равным проектному давлению, увеличенному до самого большого давления, которое возможно в рабочем режиме при расчетной температуре. Во внимание следует принять гидростатическое давление и перепад давлений, связанный с гидравлическим сопротивлением. Разницей в гидростатической составляющей, меньшей или равной 0,05 МПа, можно пренебречь;

b) для участков, на которых расчетное напряжение должно выводиться из предела ползучести, расчетное давление должно быть равно самому низкому из тех давлений, на которые настроены предохранительные клапаны на выходе пароперегревателя/промпароперегревателя, увеличенному на самую большую разность давлений, которая только возможна при максимально допустимой непрерывной нагрузке при расчетной температуре.

Следует проверять толщину, рассчитанную по способу b), используя при этом расчетное давление по пункту a) (см. выше) и расчетное напряжение, выведенное из предела прочности на разрыв Rm или из минимального предела текучести R_{p0,2t_{c}} , при такой расчетной температуре, при которой велся расчет по пункту b), и в дальнейшем для толщины выбирать большее из полученных значений.

Если данных по минимальному напряжению текучести при более высоких температурах нет, то может оказаться допустимой линейная экстраполяция.

5.7.3 Расчетное давление при разности внутреннего и внешнего давлений

Для тех узлов, где расчетное давление не меньше 1 Н/мм2 и которые подвергаются одновременному воздействию внутреннего и внешнего давлений, например это могут быть поверхности пароохладителя или барабана котла, причем в силу конструктивных особенностей оба давления всегда действуют одновременно, давление для расчетов следует брать равным максимальной из возможных разностей давлений, но не меньшим, чем 1 Н/мм2. Величина нагрузки, которая возникает в ходе гидравлических испытаний, также должна быть принята во внимание.

5.7.4 Давление при гидравлическом испытании

5.7.4.1 Общие положения

Для того чтобы продемонстрировать прочность и целостность отдельных узлов полностью смонтированного водотрубного котла и чтобы показать отсутствие дефектов или больших неисправностей, полностью смонтированный водотрубный котел следует подвергнуть гидравлическим испытаниям при давлении, величина которого указана в 5.7.4.3; помимо этого, гидравлическому испытанию в соответствии с 5.7.4.3 следует подвергнуть отдельные узлы, не имеющие видимых ослаблений или дефектов.

Гидравлические испытания должны выполняться для сваренных элементов или для полностью укомплектованного водотрубного котла по завершении всех сварочных операций и термических обработок; эти испытания можно проводить также отдельно для барабана котла до высверливания в нем трубных отверстий.

5.7.4.2 Гидравлические испытания отдельных узлов

Барабаны котлов следует подвергать гидравлическим испытаниям, указанным в 5.7.4.3 и только после этого испытания их можно включать в состав водотрубного котла. Если сборка всего водотрубного котла производится на заводе-изготовителе, то по завершении сборки изготовитель обязан подвергнуть котел гидроиспытанию на своем предприятии при давлении по 5.7.4.3.

Все узлы, которые недоступны для гидроиспытаний после установки их в водотрубный котел, следует подвергать отдельным гидравлическим испытаниям при давлении по 5.7.4.3 и только после этого включать их в состав водотрубного котла.

Узлы, отличные от указанных выше, подвергать отдельным гидравлическим испытаниям перед включением их в состав водотрубного котла не обязательно.

5.7.4.3 Давление при испытании

Котел в сборе содержит ряд узлов, для каждого из которых при расчетах используются свое значение давления и своя расчетная температура. Давление при испытании pt для узлов, указанных в 5.7.4.2, следует определять непосредственно по 5.7.4.4.

Поскольку гидравлическое испытание котла в сборе или его отдельных отключаемых частей, как они определены в пункте 1.2 ГОСТ Р ЕН 12952-1, проводится только одно, необходимо прежде выполнить серию отдельных расчетов по выбранным узлам всего котла в сборе или для его отключаемых частей, если это возможно, в соответствии с 5.7.4.4. Результаты этих расчетов должны дать значения давлений для отдельных испытаний под давлением для каждого из выбранных узлов. Гидравлическое испытание для всей конструкции следует проводить при таком давлении, при котором можно гарантировать, что ни один из выбранных узлов не будет испытывать нагрузку большую, чем указанная в 6.3.4.

5.7.4.4 Расчет давления для гидравлического испытания

Давление для гидравлического испытания для узлов или для полностью собранного котла следует определять следующим образом:

ph = 1,43·ps (5.7-1)

или

p_{h} = 1,25 \cdot p_{s} \cdot \frac{R_{p0,2 \cdot 20}}{n} , (5.7-2)

в зависимости от того, какое из значений больше, при этом:

ps — расчетное давление для рассматриваемого элемента;

ph — давление гидроиспытания для рассматриваемого элемента.

Отношение \frac{R_{p0,2 \cdot 20}}{n} нужно для расчетов выбирать из возможных для рассматриваемого узла, причем брать наибольшее. С учетом характеристик материала и конкретной температурной обстановки это отношение не должно быть меньше 1, см. также 6.3.

5.8 Износ металла

Примечание - Для расчетов в соответствии с положениями настоящего стандарта в понятие «износ металла» следует включать его окисление, коррозию, эрозию и истирание.

5.8.1 Внутренний износ

Внутренний износ связан в первую очередь со свойствами питательной и котловой воды. Для котлов, работающих на питательной воде со свойствами в соответствии с ГОСТ Р 55682.12, его можно не принимать во внимание. Для узлов, подверженных риску большего, нежели нормальный, износа (например, эрозия из-за турбулентности), следует предусмотреть специальные контрмеры.

Магнетитовый слой следует защищать, как это указано в пункте 13.4.1.1.

5.8.2 Внешний износ

Внешний износ тех узлов, работающих под давлением, на которые не действуют дымовые газы, обычно мал, поэтому толщина стенок, рассчитанная в соответствии с настоящим стандартом, не требует дополнительного увеличения.

Трубы, на которые воздействуют дымовые газы, будут изнашиваться, но неодинаково. Если данные по результатам расчета котла говорят о том, что износ может оказаться значительным, то в соответствии с этим толщину труб следует увеличить. Кроме того, можно предпринять и другие меры по защите таких труб. В таком случае прибавка на износ должна конкретизироваться изготовителем, и его указание будет действительно до тех пор, пока покупатель не укажет еще большую величину прибавки.

Для упрочнения котла-утилизатора для химической промышленности разрешается использовать особые трубы с антикоррозийным покрытием из композитных материалов.

5.8.3 Требования

Если сделаны прибавки на износ, их величину следует указывать в расчетных документах, оговаривая при этом, является ли такая прибавка внутренней или внешней. В расчетах на прочность следует использовать размеры без прибавок на износ.

Однако для труб, рассчитанных для ситуации, когда допускаемые напряжения были выведены из характеристик ползучести материала, при расчетах следует учитывать совместный эффект от ползучести и износа, при этом можно утверждать, что наработка на отказ будет не меньше, чем расчетный срок службы установки. В таких случаях трубы по мере выработки срока службы могут оказаться даже тоньше, чем это установлено для них по уравнениям (11.2-2) - (11.2-5).

5.8.4 Коррозия под напряжением

При контроле качества котловой воды в соответствии с ГОСТ Р 55682.12 коррозия под напряжением в ферритных трубах при нормальных условиях эксплуатации котла не развивается. Риск появления такой коррозии в аустенитных материалах пароперегревателя можно значительно уменьшить, если не допускать, чтобы капли воды оседали на внутренних поверхностях аустенитных труб. Такое оседание может быть настолько значительным, что потребуется адекватная защита, если энтальпия пара достигает значения 2900 кДж/кг или больше или энтальпия соответствует температуре 425 °C или еще большей.

Там, где можно ожидать, что в течение долгого времени будет происходить химическое выпаривание, следует учитывать как коррозию под напряжением, так и просто коррозию и соответственным образом подбирать материалы.

Примечание - Увеличением толщины стенки компенсировать воздействие коррозии под напряжением невозможно.

5.8.5 Механические требования

Если существует вероятность того, что из-за относительных смещений во время эксплуатации или из-за коррозии между узлами, работающими под давлением, и просто узлами, которые соприкасаются с первыми, возможно истирание, стоит рассмотреть вопрос об износе указанных элементов. В случае необходимости можно приварить к узлам высокого давления противоизносные накладки или воспользоваться иными противоизносными средствами.

5.9 Технологическая оснастка для узлов, предназначенных для работы под давлением

5.9.1 Несущая нагрузку технологическая оснастка

Несущая нагрузку технологическая оснастка должна определяться конструктором и в таком качестве специально помечаться на чертежах.

К несущей нагрузку технологической оснастке относятся:

a) технологическая оснастка, сконструированная для первичных нагрузок, которые полностью определяемы и, как правило, ее задачами являются поддержка и опора, или

b) технологическая оснастка, которую обычно предусматривают для усиления и/или для регулировки, когда возможные нагрузки заранее определить нелегко. Такая технологическая оснастка может нести на себе как первичные, так и вторичные нагрузки.

Напряжения от несущей нагрузку технологической оснастки следует рассчитывать в соответствии с положениями [1].

5.9.2 Не несущая нагрузку технологическая оснастка

К технологической оснастке, которая не несет нагрузку, относится такая, на которую значительная часть первичной или вторичной нагрузки не приходится ни при изготовлении, ни при монтаже, ни при испытаниях или работе.

6 Расчетная температура и номинальное проектное напряжение

6.1 Расчетная температура

6.1.1 Общие положения

Для расчетов по ГОСТ Р ЕН 12952-1 за максимальную располагаемую температуру ts следует брать температуру рабочей среды на выходе из котла.

Базовая температура среды tor — это средняя рабочая температура рабочей среды в узле, которую на стадии рассмотрения можно ожидать при эксплуатации.

Если вода или пар протекают параллельными потоками, то tor для узла каждого из потоков должна рассчитываться с учетом температурной разверки.

Расчетную температуру tc для узла следует определять с учетом температурной разверки. Если такие расчеты не проводить, тогда расчетную температуру tc надо составить из температуры tor и прибавки температуры, взятой в соответствии с 6.1.2 - 6.1.10. Температурные прибавки в таблице 6.1-1 должны рассматриваться как минимальные значения, когда это подпадает под положения 6.1.5, за исключением тех случаев, когда расчет температуры tc все же проводится.

Таблица 6.1-1

Базовые температуры и температурные добавки

6.1.2 Котлы с естественной циркуляцией

Для котлов с естественной циркуляцией базовая температура и температурные добавки должны соответствовать значениям, приведенным в таблице 6.1-1.

6.1.3 Прямоточные котлы, пароперегреватели и промпароперегреватели

Расчетную температуру tc следует определять с учетом вариаций теплопередачи и гидравлики потока, протекающего в котле.

Для прямоточных котлов, пароперегревателей и промпароперегревателей базовая температура должна равняться средней от ожидаемых в ходе эксплуатации температур по потокам, протекающим в котле.

6.1.4 Водонагреватели

Для водонагревателей особых типов, когда температура протекающей по нему жидкости ограничена термостатами <1>, за базовую температуру для элементов должна быть принята температура упомянутой жидкости.

<1> Ограничители температуры изготавливаются и проходят испытания в соответствии с положениями ГОСТ Р 55682.11, использовать следует только такие.

6.1.5 Определение температуры необогреваемых узлов

Для необогреваемых узлов, по которым протекает перегретый пар, температурная разверка в 15 °C, как это указано в таблице 6.1-1, должна быть снижена до 5 °C (погрешность измерения), если будет гарантировано, что температура, на которую рассчитана установка, не будет превышена.

Этого можно добиться несколькими способами:

a) за счет управления температурой пара, протекающего по упомянутым узлам;

b) организацией охлаждения или точек перемешивания (например, в полости коллектора, через которую будут проходить и перемешиваться потоки в продольном направлении) в упомянутых узлах;

c) компоновочными решениями для поверхностей нагрева или ему подобного.

6.1.6 Коллекторы

Трубы, номинальный наружный диаметр которых больше 76,2 мм и у которых имеются три или больше несоосных трубных входа, должны считаться коллекторами.

6.1.7 Необогреваемые элементы

Элементы следует считать необогреваемыми, если:

a) они располагаются за кладкой из огнеупорного кирпича и от них до кирпичной кладки не меньше 100 мм;

b) между элементами и топкой или газоходом расположены газоплотные сварные экраны;

c) элементы защищены слоем огнеупорных кирпичей или слоем огнеупорной футеровки и не подвергаются прямому излучению <2>; в этом случае огнеупорная кладка или огнеупорная футеровка должны крепиться к элементам подвески с помощью крепежных приспособлений; в случае коллектора такая защита может быть обеспечена шипованием;

d) наибольшая из возможных температур дымовых газов не больше базовой температуры элемента.

<2> См. 6.1.10.

6.1.8 Элементы, защищенные от излучения

Элементы следует считать защищенными от излучения <1>, если они экранированы близко расположенными трубами (максимальное удаление 3 мм) и между ними и упомянутыми экранирующими трубами не протекает дымовой газ (в сколько-нибудь значительных количествах).

6.1.9 Элементы, нагреваемые за счет конвекции

Элементы следует рассматривать нагреваемыми в основном за счет конвекции, если:

a) они не являются объектами излучения <1>;

b) они защищены от тепла, переносимого излучением, слоем кладки из огнеупорных кирпичей или огнеупорной футеровки <2>. В этом случае огнеупорные кирпичи или футеровка должны крепиться к элементам подвески специальными крепежными приспособлениями; в случае коллектора такая защита может быть обеспечена шипованием;

c) они защищены рядом труб, для которого выполняется соотношение

t_{\text{ф}}/d_{0} \leq 1,3z_{2}^{0,63}, (6.1-1)

где z2 — количество рядов;

tф — шаг, с которым расположены трубы;

d0 — внешний диаметр трубы.

<1> См. 6.1.10.

<2> Ограничители температуры изготавливаются и проходят испытания в соответствии с положениями ГОСТ Р 55682.11, использовать следует только такие.

Требуется, чтобы выполнялись следующие соотношения:

tф/d0 <= 1,3 для одного ряда труб в соответствии с рисунком 6.1-1;

tф/d0 <= 2,0 для двух рядов труб в соответствии с рисунком 6.1-2;

tф/d0 <= 2,6 для трех рядов труб в соответствии с рисунком 6.1-3;

d) узлы экранированы близко расположенными трубами в соответствии с рисунком 6.1-4, причем выполняется соотношение

\frac{t_{0}t_{90}}{\pi \cdot l^{2}} \leq 0,1, (6.1-2)

где t0 — продольный шаг с ф = 0;

t90 — поперечный шаг по периферии на внешней поверхности с ф = 90;

l — расстояние между рассматриваемым элементом и огибающей топки.

6.1.10 Элементы, нагреваемые излучением

Неэкранированные элементы следует рассматривать как нагреваемые в основном излучением, если на них может воздействовать излучение дымовых газов, нагретых до температур более 950 °C.

Рисунок 6.1-1 — Элементы, защищенные одним рядом труб

Рисунок 6.1-2 — Элементы, защищенные двумя рядами труб

Рисунок 6.1-3 — Элементы, защищенные тремя рядами труб

1 — поток дымового газа; 2 — граница потока дымового газа

Рисунок 6.1-4 — Элементы, защищенные близко расположенными трубами

6.2 Максимальная разность температур по толщине стенки и максимальная температура дымовых газов для обогреваемых барабанов и коллекторов

6.2.1 Максимальная разность температур по толщине стенки

Разность температур по толщине стенки (определяется как разность температур на внешней поверхности стенки и на внутренней поверхности стенки) обогреваемого барабана и коллектора не должна превышать 30 °К.

Примечание - Элементы, изготовленные из ферритной стали, с толщиной стенок не больше 32 мм, на которые воздействует тепловой поток мощностью, меньшей или равной 40 кВт/м2, удовлетворяют этому требованию.

6.2.2 Коллекторы, расположенные в потоке газов

Поверхности коллекторов промпароперегревателя и пароперегревателя не должны оказываться под воздействием дымовых газов, температура которых превышает 500 °C.

6.2.3 Допустимые отклонения

В тех случаях, когда оказывается необходимым отступить от положений 6.2.1 и 6.2.2, следует проверить, не будут ли постоянные и переменные температурные напряжения приводить к неприемлемым напряжениям в стенке элемента.

6.3 Допускаемое напряжение

6.3.1 Допускаемое напряжение для элементов

Допускаемое напряжение [\sigma] , которое следует использовать для расчета элементов на статическую нагрузку, должно равняться меньшей из величин, получаемых из уравнения

[\sigma] = \frac{R}{n} , (6.3-1)

где R — прочность материала;

n — коэффициент надежности, приведены в таблицах 6.3-1 или 6.3-2.

6.3.2 Допускаемое напряжение для сварных соединений, работающих в зоне ползучести

В тех случаях, когда характеристики ползучести сварных соединений известны, но неизвестны эти характеристики для присадочного металла, допускаемое напряжение участков следует уменьшить на 20%, считая от меньшего из допускаемых напряжений элементов, соединяемых сваркой материалов. Если сопротивление ползучести для присадочного металла неизвестно, прочность соединения следует при расчетах уменьшать на 20%.

6.3.3 Допускаемое напряжение для аустенитных сталей

Если расчет ведется для аустенитных сталей, следует учитывать:

• если предельное удлинение при ползучести превышает 30%, то [\sigma] = 2/3 \cdot R_{mT_{t}} ;
• если предельное удлинение при ползучести превышает 35%, то

[\sigma] = \text{минимум }(5/6 \cdot R_{mT_{t\text{с}}};1/3 \cdot R_{m20}) .

6.3.4 Допускаемое напряжение для гидроиспытаний

Для гидроиспытаний допускаемое напряжение следует находить по формуле

[\sigma]_{h} = \frac{R\prime}{n\prime} . (6.3-2)

Входящие в эту формулу прочность материала R' и коэффициент надежности n' приведены в таблице 6.3-3.

Таблица 6.3-1

Прочность материала R' и связанный с ним коэффициент надежности n' для катаных и кованых сталей

Таблица 6.3-2

Прочность материала R и связанный с ним коэффициент надежности n для литых сталей и для чугуна с шаровидным графитом

Таблица 6.3-3

Прочность материала R и связанный с ним коэффициент надежности n при гидроиспытаниях

7 Цилиндрические обечайки барабанов и коллекторов, на которые действует внутреннее давление

7.1 Толщина обечайки

7.1.1 Требования

Толщина обечайки после вычета прибавок srs = ss — c1 — c2 для барабанов и коллекторов должна быть самой большой из толщин, диктуемых следующими требованиями:

a) минимум 9,5 мм — для коллекторов с внешним диаметром 300 мм и больше, минимум 6 мм — для коллекторов, внешний диаметр которых меньше 300 мм;

b) требования 7.2 в приложении к 8.2 или 8.3.3 и 8.3.4;

c) требования 7.3 и 7.4 (смотря по обстоятельствам).

7.1.2 Требуемая толщина стенки с учетом прибавок

Требуемая толщина стенки с прибавками

ss = srs + c1 + c2. (7.1-1)

7.2 Основной расчет

7.2.1 Толщина стенки без учета прибавок

Толщина без учета добавок srs, в мм, для цилиндрической обечайки определяется по одному из следующих уравнений:

s_{rs} = \frac{p_{c} \cdot d_{is}}{(2[\sigma] - p_{c})\varphi} , если задано значение dis (7.2-1)

или

s_{rs} = \frac{p_{c} \cdot d_{os}}{(2[\sigma] - p_{c})\varphi + 2p_{c}} , если задано значение dos. (7.2-2)

Здесь в дополнение к таблице 4-1 по ГОСТ Р ЕН 12952-1 надо воспользоваться следующим:

\varphi — минимальный коэффициент прочности для одиночного отверстия или для ряда отверстий;

\varphi_{b} или \varphi_{m} — соответственно для одиночных отверстий или ряда отверстий в продольном направлении, косом направлении или поперечном направлении, определенных в соответствии с 8.2 методом аппроксимации или в соответствии с 8.3.3 и 8.3.4.

Плакирование материала с целью предохранения его от износа при расчетах принимать во внимание не следует.

Расчет требуемой толщины главного корпуса, прочность которого ослаблена отверстиями, возможно рассчитать только методом итераций, так как коэффициент прочности зависит от толщины этого корпуса.

Эквивалентное значение напряжения в оболочке следует рассчитывать обращением уравнений (7.2-1) или (7.2-2).

Температурные напряжения, которые вызываются разностью температур на внутренней и внешней поверхностях стенки, следует учитывать в соответствии с разделом 13.

7.2.2 Различные толщины

Если обечайка состоит из листов разной толщины, тогда центральная линия каждого листа при любом поперечном сечении должна лежать на одной окружности.

При определении толщины каждого из листов в уравнение (7.2-1) следует подставлять двойной внутренний радиус dis или двойной внешний радиус dos в уравнение (7.2-2).

7.2.3 Допуски при изготовлении

При выполнении расчета толщины стенки допуски на изготовление для номинального диаметра во внимание принимать не следует. При анализе результатов уменьшения толщины стенки следует исходить из того, что такое уменьшение, если оно выполняется со стороны внутреннего диаметра, предусматривает сохранение величины наружного диаметра, а если оно выполняется со стороны наружного диаметра, то оно предусматривает сохранение внутреннего диаметра.

7.3 Учет дополнительных нагрузок в обечайках барабанов и коллекторов

7.3.1 Общие положения

Вне зависимости от толщины обечайки, рассчитанной по 7.2, расчет следует выполнять так, чтобы гарантировать отсутствие ситуаций, когда напряжения в перемычках, вызванные суммарными напряжениями от внутреннего давления, от веса самого барабана или коллектора либо их элементов, а также ото всех внешних нагрузок, превысили бы расчетное напряжение \sigma (см. 6.3) в каком-либо из рядов отверстий, все равно в каком направлении — осевом, косом или поперечном.

Средние значения напряжений в перемычках между отверстиями поперечного ряда должны равняться сумме продольных напряжений, рассчитываемых по 7.3.2 и 7.3.3, увеличенной на pc/2. Среднее напряжение в перемычке между отверстиями по диагонали должно рассчитываться по 7.3.4.

7.3.2 Напряжение от осевых нагрузок

Осевое напряжение \sigma_{d} усредняется по поперечному сечению обечайки, считается, что оно вызвано внутренним давлением и осевой составляющей внешних нагрузок W и должно рассчитываться по следующей формуле:

\sigma_{d} = \frac{\pi \cdot p_{c} \cdot d_{is}^{2}}{4A_{s}} + \frac{F_{2}}{A_{s}} , (7.3-1)

где As — площадь поперечного сечения рассматриваемого участка, см. рисунок 7.3-1.

Если отверстия в обечайке усилены за счет увеличения толщины стенки штуцера в соответствии с 8.1 - 8.3, то в величину As следует включать и компенсирующие площади стенок штуцеров.

На любом участке окружности оболочки должно выполняться следующее соотношение

\sigma_{d} + \frac{p_{s}}{2} \leq [\sigma]. (7.3-2)

1 — поперечное сечение оболочки; 2 — нейтральная линия

Рисунок 7.3-1 — Расчетное поперечное сечение, рассматриваемое при расчете продольных нагрузок

7.3.3 Осевые напряжения от изгиба

Изгибающий момент MR на любом участке обечайки должен равняться алгебраической сумме результирующих изгибающих моментов, обусловленных:

• эксцентричностью сечения ME;
• собственным весом, весом воды и внешними нагрузками MW.

MR = ME + MW. (7.3-3)

Результирующий изгибающий момент ME, обусловленный эксцентричностью сечения, следует рассчитывать по формуле

M_{E} = \frac{p_{c} \cdot d_{is} \cdot \pi \cdot e}{4} , (7.3-4)

где e — эксцентричность поперечного сечения.

Результирующий изгибающий момент Mw, обусловленный внешними нагрузками, следует рассчитывать, рассматривая оболочку как брус, к которому приложены внешние нагрузки, в том числе и вес самого бруса, при условии, что он находится в обычных эксплуатационных условиях, MW должен равняться изгибающему моменту участка, для которого это значение оказывается наибольшим.

Напряжение от изгиба должно рассчитываться по формуле

\sigma_{M} = \frac{M_{R} \cdot Y}{I_{A}} , (7.3-5)

где Y — расстояние от нейтральной линии поперечного сечения до предельной средней точки толщины обечайки, в мм;

A — момент инерции сечения.

Конкретные значения величин MR, Y и IA должны зависеть от направления нейтральной линии гиба. Направление следует выбирать так, чтобы результирующее напряжение было максимальным.

Если взять значение для \sigma_{d} из 7.3.2, то должно выполняться следующее соотношение

\sigma_{d} + \sigma_{M} + \frac{p_{c}}{2} \leq [\sigma]. (7.3-6)

7.3.4 Методика оценки напряжения в перемычках косого ряда в барабанах

Когда изгибные напряжения, вызванные силой тяжести, внешними нагрузками и эксцентричностью результирующей опорного давления таковы, что пренебречь ими нельзя, напряжения в перемычках косого ряда, располагающихся по линии, которая составляет угол \Phi с продольной осью барабана, как показано на рисунке 8.3-3, следует оценивать следующим образом:

• пусть окружное напряжение поперечного сечения протяженного участка \sigma_{1} равно

\sigma_{1} = \frac{p_{c} \cdot d_{is}}{2s_{rs}} ; (7.3-7)

• пусть продольное напряжение в поперечном сечение участка окружности \sigma_{2} равно

\sigma_{2} = \varphi_{m2}(\sigma_{d} + \sigma_{M}), (7.3-8)

где \varphi_{m2} — коэффициент прочности на участке окружности в той точке, где действуют \sigma_{d} и \sigma_{M} (см. рисунок 7.3-2).

1 — продольная ось оболочки; 2 — вид на середину толщины оболочки вдоль радиуса

Рисунок 7.3-2 — Отверстия для труб с диагональными связями, коэффициенты прочности для линии AB

Если рассматривается перемычка между отверстиями одного размера, то коэффициент прочности должен вычисляться из следующего уравнения

\varphi_{m3} = 1 - \frac{d_{od}}{t_{\text{ф}}} . (7.3-9)

Если размер отверстий неодинаков, то коэффициент прочности следует вычислять по следующему уравнению

\varphi_{m3} = 1 - \frac{(d_{ob1} + d_{ob2}) \cdot cos\Phi}{2} . (7.3-10)

Средняя величина нормального напряжения \sigma_{A} в ряду должна вычисляться по формуле

\sigma_{A} = \frac{1}{\varphi_{m3}} \{ \frac{\sigma_{1} + \sigma_{2}}{2} - \frac{(\sigma_{1} - \sigma_{2}) \cdot cos2\Phi}{2} \}. (7.3-11)

Средняя величина поперечного напряжения \sigma_{B} в ряду должна вычисляться по формуле

\sigma_{B} = \varphi_{m3}\{ \frac{\sigma_{1} + \sigma_{2}}{2} - \frac{(\sigma_{1} - \sigma_{2}) \cdot cos2\Phi}{2} \}. (7.3-12)

Средняя величина напряжения сдвига \sigma_{C} в перемычке должна вычисляться по формуле

\sigma_{C} = \frac{(\sigma_{1} - \sigma_{2})sin2\Phi}{2\varphi_{m3}} . (7.3-13)

Напряжение \sigma_{J} в перемычке, в Н/мм2, должно вычисляться по формуле

\sigma_{J} = \frac{1}{2} |\sigma_{A} + \sigma_{B} + \sqrt{(\sigma_{A} - \sigma_{B})^{2}} + 4\sigma_{C}^{2}|, (7.3-14)

\sigma_{J} + \frac{p_{c}}{2} \leq [\sigma]_{s}. (7.3-15)

7.4 Подвески и опоры для барабана котла

Когда в установках применяются барабаны большого диаметра, но с тонкими стенками, и на их опоры или подвески приходится значительная нагрузка, то для того чтобы ответить на вопрос о необходимости проведения точного расчета местных напряжений, следует воспользоваться уравнением

\sigma_{c} = 0,78(\frac{F}{l_{s}s_{rs}}) \sqrt{(\frac{r_{ms}}{s_{rs}})} \leq [\sigma]_{s}, (7.4-1)

где F — нагрузка (продольная или поперечная) на опоры или подвески, ньютоны;

ls — горизонтальная протяженность опоры под прямым углом к оси барабана, мм, но не более 0,87.

Если по результату вышеприведенного уравнения окажется, что имеет место превышение над допускаемым напряжением, следует перейти к общераспространенным методам анализа, например к таким, какие описаны в [1].

7.5 Напряжения в цилиндрических оболочках, не связанные с внутренним гидравлическим давлением

В дополнение к 7.3 и 8.1.1 можно рассмотреть также и другие напряжения.

В [1] даны способы расчета напряжений, вызванных нагрузками на штуцера и крепления.

8 Отверстия и присоединяемые детали в цилиндрических обечайках барабанов, коллекторов и бесшовных трубах

Примечание - В настоящем пункте изложены правила расчета для отверстий и штуцеров в цилиндрических обечайках. Размеры даны без припусков на минусовые допуски по толщине стенки и на износ металла.

8.1 Общие положения

8.1.1 Требования по коэффициентам ослабления основного корпуса с отверстиями и ответвлениями

8.1.1.1 Коэффициент ослабления основного корпуса

Для цилиндрических обечаек с отверстиями надо добиваться, чтобы коэффициент ослабления основного корпуса был достаточным за счет следующих мер:

a) толщину стенки участка корпуса, ослабленного отверстиями, по сравнению с толщиной стенки цилиндрической обечайки без отверстий следует увеличить. Такой утолщенный участок обечайки должен иметь протяженность по меньшей мере lrs, если измерять от края отверстия; см. рисунок 8.1-1 (в отношении lrs см. 8.1.2). Если имеется ответвление, длина цилиндрического участка основного корпуса, вплоть до любого смежного стыкового шва, должна удовлетворять соотношению lso (см. рисунки 8.1-2 и 8.1-3); или

b) штуцера на протяжении lb1, считая от наружной поверхности основного корпуса, должны иметь более толстую стенку, чем требуется расчетом на внутреннее давление, причем безотносительно к тому, имеет ли основной корпус в месте расположения патрубка под штуцера более толстые стенки или нет (см. рисунки 8.1-2 - 8.1-4).

Сварное соединение основного корпуса с ответвлением должно выполняться равнопрочным швом, если в месте ответвления в соответствии с рисунком 8.1-3 может иметься остаточный зазор в вершине разделки 1,5 мм. Это правило также можно применять для ответвлений с dib > 50 мм, причем до тех пор, пока выполняется соотношение dib/dis <= 0,2. Для тех ответвлений, у которых dib > 50 мм и dib/dis > 0,2, отношение sab/srs не должно превышать единицу. Приведенные правила неприменимы к отверстиям, предусмотренным для доступа и инспектирования.

Вытянутые штуцера или штуцера с неполным проваром, то есть с зазором в вершине > 1,5 мм, как это показано на рисунке 8.1-1, не должны применяться в узлах, работающих в диапазоне температур ползучести, и не должны подвергаться динамическим нагрузкам.

Длина цилиндрического участка штуцера, вплоть до стыкового сварного шва между трубой и штуцером, должна быть такой, что lbo >= srb (см. рисунки 8.1-2 и 8.1-3).

Для штуцеров с dib/dis >= 0,7, для которых допускаемое напряжение было получено из Rm или Rp0,2tc, при расчете следует обратиться к 8.3.3.4. Для тех штуцеров, для которых допускаемое напряжение получается из значений сопротивления ползучести, обязательно должны выполняться соотношение dib/dis <= 0,8 и соотношение lbl > lrb, а также должно выполняться соотношение sab >= sas·dib/dis, когда dib/dis >= 0,5 (для lrb см. 8.1.2, а для lb1 см. рисунок 8.1-2).

Как правило, особое внимание следует обращать на плавность изменения толщины стенок. Переход от одной толщины к другой должен происходить под углом не более 30° (см. рисунок 8.1-2). Усиление отверстий за счет внутренних усиливающих накладок допускать не следует;

c) увеличения толщины стенок в зонах высокой нагрузки в районе отверстия (см. рисунки 8.1-5 и 8.1-6) можно добиться ковкой или ковкой с последующей механической обработкой;

d) накладки, аналогичные пункту a) (см. рисунки 8.1-7 и 8.1-8).

Требования по разделу 13 к усилениям такого типа неприменимы. Усиливающие накладки должны плотно прилегать к основному корпусу.

8.1.1.2 Специальные требования

Если отверстия для доступа или инспектирования имеют эллиптическую или закругленную формы, то не следует допускать, чтобы отношение длины большой оси к длине малой превышало 1,5. Для эллиптических или закругленных отверстий в цилиндрических обечайках именно их размер вдоль оси обечайки следует принимать в дальнейших расчетах за диаметр (в отношении косо идущих патрубков см. 8.3.3.3).

В процедуре расчета сделано допущение, что в зонах перехода поверхность <1> должна быть в основном свободна от надрезов. Острые углы необходимо скруглять, чтобы переход получился плавным.

<1> Рассматриваемые сварные соединения должны быть в основном свободными от надрезов, если они свободны от подрезающих и от усадочных канавок (вогнутость обратной стороны шва), в тех пределах, которые задаются в ГОСТ Р 55682.6.

Отверстия следует располагать на достаточном расстоянии от сварных швов (продольных сварных швов и швов по окружности) на основном корпусе. Расстояние считается достаточным, если внешняя кромка ответвления, штуцера или приваренного усиливающего элемента конструкции при условии, что толщина стенки основного корпуса srs <= 25 мм, отстоит от кромки упомянутого шва на 2srs, а при толщине стенки основного корпуса srs > 25 мм это расстояние должно составлять 50 мм.

Механическая обработка отверстий, проходящих сквозь продольные сварные швы и сквозь швы по окружности на барабанах и коллекторах, допустима. При этом она должна обеспечивать такое состояние канала отверстия, чтобы кромка основного шва с уплотнением оставалась чистой, причем после обработки упомянутая кромка основного шва с уплотнением подлежит проверке методами неразрушающего контроля в соответствии с установленным стандартом. Кроме того, необходимо иметь в виду, что сварной шов пересекается патрубком, проходящим сквозь него. Поэтому основной шов с уплотнением в том месте, где проходит этот патрубок/отверстие, должен быть зашлифован до отсутствия каких бы то ни было надрезов.

Внутренние кромки патрубка/отверстия в барабане следует скруглять радиусом большим 3 мм, за исключением тех отверстий, которые связаны с развальцованными трубами.

8.1.1.3 Вытянутые штуцера

Вытянутые штуцера допускаются, только если для них выполняется соотношение dib/dis <= 0,8. Если такие штуцера по условиям эксплуатации оказываются под воздействием напряжений ползучести, то условие для них должно быть ужесточено до dib/dis <= 0,7.

Коэффициент прочности \varphi_{b} для расчетов надо выбирать в соответствии с 8.1.4.3.

Вытянутые штуцера, которые рассчитаны с учетом длительной прочности, должны соответствовать положениям 8.1.4.4.

8.1.1.4 Цельнокованые штуцера

Ограничения, о которых говорилось выше, в связи с вытянутыми штуцерами, неприменимы к цельнокованым штуцерам в соответствии с рисунками 8.1-5 и 8.1-6, на которых видно, что толщина материала всегда может быть увеличена.

8.1.1.5 Конические переходы

Сечения конических фланцев и скругленных отверстий при расчетах следует заменять на сечения равной площади, в соответствии с рисунком 8.1-9.

8.1.1.6 Вваренные патрубки

Внутренний диаметр штуцера не должен превышать одной трети от внутреннего диаметра обечайки.

Рисунок 8.1-1 — Усиление за счет увеличения толщины стенок основного корпуса с отверстиями

Рисунок 8.1-2 — Усиление обечайки штуцером, вваренным с полным проплавлением

1 — остаточный зазор в вершине разделки

Рисунок 8.1-3 — Усиление приваренным штуцером

Рисунок 8.1-4 — Усиление штуцером, приваренным к вытянутому штуцеру основного корпуса

Рисунок 8.1-5 — Штамповано-кованый штуцер

Рисунок 8.1-6 — Тройник, кованый из сплошного материала, впоследствии рассверленный и обточенный

Рисунок 8.1-7 — Отверстие с усиливающей накладкой (допустимо для tc < 250 °C)

Рисунок 8.1-8 — Отверстия с усиливающей накладкой и полным проваром, с ввариванием и навариванием штуцера [сварные швы a) и b) показаны для цилиндрических оболочек с доступом изнутри]

Рисунок 8.1-9 — Штуцер с коническими переходами и сварными угловыми швами

8.1.2 Компенсирующая длина штуцера для расчетов укрепления отверстия

Чтобы рассчитать укрепляющую площадь штуцера по методу приближений, как описано в 8.2, и для расчетов одиночных штуцеров и ряда штуцеров, описанных в 8.3, требуется знать компенсирующую высоту штуцера, которую следует использовать для укрепления основного корпуса.

Для конструкций см. рисунки 8.1-1 - 8.1-3.

(8.1-1)

для определения ls1 см. рисунки 8.1-1 - 8.1-3.

Для тех штуцеров, у которых \psi \geq 45^{\circ} , см. рисунки 8.1-1 и 8.1-2.

(8.1-2)

(8.1-3)

Для отверстий без штуцеров величина lab не рассчитывается.

8.1.3 Признак того, что отверстие одиночное

Отверстие в ряду отверстий следует рассматривать как одиночное, если расстояние между центрами соседних отверстий, tф в соответствии с рисунком 8.3-3 отвечает следующему соотношению

t_{\text{ф}} \geq (\frac{d_{ib1}}{2} + s_{rb1})/sin\Psi_{1} + (\frac{d_{ib2}}{2} + s_{rb2})/sin\Psi_{2} + 2 \sqrt{(d_{is} + s_{rs})s_{rs}} . (8.1-4)

Для отверстий без штуцеров sab = 0 и \psi = 90^{\circ} .

8.1.4 Требования к расчету штуцеров

8.1.4.1 Основной корпус, допускаемые напряжения которого меньше допускаемых напряжений штуцера

Если в состав основного корпуса, штуцеров и конструктивных элементов усиления входят материалы, для которых допускаемые напряжения различны, и если допускаемое напряжение для основного корпуса [\sigma]_{s} является наименьшим изо всех упомянутых в настоящем пункте допускаемых напряжений, то именно это значение следует использовать для расчета по всем материалам конструктивных элементов усиления и штуцеров.

8.1.4.2 Штуцера или усиливающие накладки, в которых допускаемые напряжения меньше допускаемых напряжений основного корпуса

Если в состав штуцеров или усиливающих накладок входит материал, для которого допускаемые напряжения \sigma_{b} или \sigma_{p} соответственно меньше, чем допускаемое напряжение для основного корпуса \sigma_{s} , то именно это расчетное напряжение \sigma_{b} или \sigma_{p} соответственно следует использовать при расчетах и при подстановке в уравнения, соответствующие рассматриваемой ситуации.

8.1.4.3 Вытянутые штуцера

Если в конструкции имеются вытянутые штуцера (см. рисунки 8.1-4 и 8.1-5), то коэффициент прочности для одиночных штуцеров рассчитывается, как для обычных штуцеров (см. рисунок 8.1-3) безотносительно к форме, при этом коэффициент прочности \varphi_{b} следует умножить на 0,9.

8.1.4.4 Вытянутые штуцера в диапазоне ползучести

В том случае, когда вытянутые штуцера (см. рисунок 8.1-4) должны работать в диапазоне ползучести, величину длительной прочности, подставляемую в уравнения при расчетах, следует умножать на 0,9.

8.1.4.5 Особый случай

Внутренний диаметр dib патрубка следует использовать в расчетах, даже если диаметр отверстия d в основном корпусе меньше, чем dib (см. рисунок 8.1-3).

8.1.5 Требования к расчету усиливающих накладок

8.1.5.1 Общие положения

Усиливающие накладки не следует использовать там, где есть опасность появления коррозии или окисления, или там, где может возникнуть большой перепад температур по толщине обечайки. Усиливающие накладки не допускается также применять на внутренних поверхностях резервуаров.

8.1.5.2 Накладки, когда основная нагрузка — гидравлическое давление

Если накладка используется для усиления узла сварки или отверстия, то при этом обязательно соблюдение следующих условий. Усиливающие накладки следует применять только там, где расчетная температура ниже 250 °C, их нельзя устанавливать на таких участках, где ожидается циклическая смена механических или тепловых нагрузок. В приложении B расчета для такого случая нет. Такое усиление почти не оказывает влияния на сопротивление изгибающему моменту, действующему на штуцер:

a) отношение dib/dis диаметра ответвления к диаметру цилиндрической обечайки не должно превышать 1/4, если только в ином случае не приведено обосновывающих доказательств — экспериментальных или в результате гидравлического испытания в соответствии с разделом 12;

b) ширина усиливающей накладки не должна быть меньше, чем lrs/2, где lrs — компенсирующая длина обечайки. Компенсирующая ширина (рисунки 8.1-7 и 8.1-8), рассматриваемая в 8.3.3.3, не должна превышать lrp = lrs;

c) толщина накладки srp не должна быть больше 40 мм или же действительной толщины обечайки, srs, в зависимости от того, какое из значений меньше;

d) толщина накладки должна быть не меньше, чем srs/4, но и не больше 40 мм, где srs — толщина обечайки;

e) выполнение сварных швов должно быть таким, как это показано на рисунке 8.1-7 или рисунке 8.1-8.

Накладка должна плотно прилегать к обечайке.

8.1.5.3 При отсутствии необходимости компенсировать действие гидравлического давления

Если усиливающие накладки используются на таких участках, где действие гидравлического давления не сказывается, например таких, как место присоединения опоры или технологической оснастки там, где ожидаются чрезмерные местные напряжения в обечайке барабана, требования 8.1.5.2 теряют силу.

Катет углового сварного шва для приварки накладки к обечайке не должен быть больше толщины барабана srs.

8.1.5.4 Разгрузочные отверстия

Когда усиливающие накладки подогнаны, в них до приварки необходимо проделать разгрузочные отверстия во избежание скопления газов, выделяющихся во время сварки.

8.2 Коэффициент прочности, рассчитанный аппроксимацией, и максимальный диаметр неукрепленного отверстия

8.2.1 Общие положения

Точные решения получаются из уравнений по 8.3.3 и 8.3.4. В то же время использование для расчетов уравнений по 8.2.3 и 8.2.4, за исключением уравнения (8.2-3), может оказаться более традиционным способом расчета, если никакие усиления штуцера не принимать во внимание.

8.2.2 Допустимый коэффициент прочности и максимальный диаметр неукрепленного отверстия

Трансформацией уравнения (7.2-1) можно рассчитать допустимый коэффициент прочности \varphi_{aII} по принятой толщине основного корпуса srs

\varphi_{aII} = \frac{p_{c} \cdot d_{is}}{(2[\sigma]_{s} - p_{c}) \cdot s_{rs}} . (8.2-1)

Для этого коэффициента прочности можно рассчитать наибольший наружный диаметр dob штуцера для случая, когда стенка обечайки должна противостоять только внутреннему давлению

d_{ob.max} = 2(\frac{l_{rs}}{\varphi_{aII}} - l_{rs}). (8.2-2)

Для такой ситуации среднее значение допускаемого напряжения \sigma_{b} должно равняться допускаемому напряжению \sigma_{s} для основного корпуса.

8.2.3 Одиночные отверстия

Уравнения этого пункта следует применять только для расчетов одиночных отверстий или, если имеется больше одного отверстия, использовать только уравнение (8.1-4). В тех случаях, когда имеется больше одного отверстия, а уравнение (8.1-4) применять нельзя, следует обратиться к 8.2.4.

В цилиндрической обечайке допустимы одиночные отверстия диаметром d без усиления, если выполняется соотношение

d <= 0,14·lrs (8.2-3)

и соотношение

srs <= 0,1·dos, (8.2-4)

где lrs следует рассчитывать в соответствии с положениями 8.1.2.

Соотношения (8.2-3) и (8.2-4) следует применять как для сквозных, так и для несквозных отверстий, даже если из уравнений (8.2-6), (8.2-11) или из более точных уравнений по 8.3.3 следует, что диаметр d должен быть меньше, чем по соотношению (8.2-3).

Если труба с наружным диаметром dob соединяется с отверстием (см. рисунок 8.2-1) и толщина стенки этой трубы sab выбрана из расчета на внутреннее давление, то коэффициент прочности \varphi_{b} этого отверстия, сделанного в основном корпусе, следует рассчитывать по формуле

\varphi_{b} = 2l_{rs}/(2l_{rs} + d_{ob}). (8.2-5)

Рисунок 8.2-1 — Соединение трубы с основным корпусом

Если диаметр dis и толщина стенки srs основного корпуса определены заранее, тогда одиночное отверстие для трубы может иметь максимальный диаметр только dob.

d_{ob} \leq 2l_{rs}(\frac{2s_{rs}}{d_{is}} (\frac{[\sigma]_{s}}{p_{c}} - \frac{1}{2}) - 1). (8.2-6)

Если в отверстие вставляется развальцованная труба (см. рисунок 8.2-2) или труба, которая вставляется и сваривается затем швом с полным проваром, тогда в уравнениях (8.2-5) или (8.2-6) вместо диаметра dob следует подставлять диаметр d отверстия в основном корпусе для трубы.

Рисунок 8.2-2 — Развальцованная труба

В тех случаях, когда имеется отверстие со ступенчато уменьшающимся диаметром, то есть для развальцованных труб, в соответствии с рисунком 8.2-3, тогда в расчетах коэффициента прочности (8.2-5) вместо dob следует использовать эквивалентный диаметр

d_{\text{эквив}.} = \frac{d_{1} \cdot h_{1} + d(s_{rs} - h_{1})}{s_{rs}} . (8.2-7)

Примечание - Нужного профиля отверстия можно добиться либо обработкой обечайки снаружи, как показано на рисунке, либо изнутри.

Рисунок 8.2-3 — Профиль отверстия для развальцованных труб

Прочность будет достаточной, если эквивалентный диаметр не превосходит предела для dob из (8.2-6).

Кроме того, необходимо, чтобы удовлетворялись следующие условия:

a) если имеется больше чем одно отверстие, необходимо полностью удовлетворить требованиям, налагаемым уравнением (8.2-13). Величины площадей можно определить по аналогии с рисунком 8.3-3;

b) остаточная толщина в части отверстия, предназначенной для вальцовки, должна быть не меньшей, чем

s_{rs} - h_{1} \geq 0,4d_{1} \sqrt{\frac{p_{c}}{[\sigma]_{s}}} (8.2-8)

и

s_{rs} - h_{1} \geq 0,65d_{1} \frac{p_{c}}{[\sigma]_{s}} ; (8.2-9)

c) кромка отверстия должна быть скруглена, как показано на рисунках 8.2-3 и 8.2-4.

Примечание - Несквозные отверстия могут быть выполнены как с наружной стороны обечайки, как показано, так и с внутренней.

Рисунок 8.2-4 — Несквозное отверстие

При наличии несквозных отверстий (см. рисунок 8.2-4) вместо dob при расчетах коэффициента прочности по (8.2-5) следует использовать эквивалентный диаметр

d_{\text{эквив}.} = \frac{d_{1} \cdot h_{1}}{s_{rs}} . (8.2-10)

Итак, допустимый диаметр для отверстия вычисляется по соотношению

d_{1} = \frac{2l_{rs} \cdot s_{rs}}{h_{1}} [\frac{2s_{rs}}{d_{is}} (\frac{[\sigma]_{s}}{p_{s}} - \frac{1}{2}) - 1]. (8.2-11)

Кроме того, отверстия со ступенчато уменьшающимся диаметром, как показано на рисунке 8.2-3, должны удовлетворять требованиям пунктов a), b) и c).

8.2.4 Ряд отверстий

Если отверстия располагаются так, что расстояние между их центрами tф не удовлетворяет требованию 8.1.3, и к этим отверстиям подсоединены трубы, внешний диаметр которых равен dob, причем трубы рассчитаны только на внутреннее давление и их толщина равна sab, то коэффициент прочности для ряда штуцеров определяется из следующих уравнений:

\varphi_{m} = \frac{2 \cdot (t_{\text{ф}} - d_{ob})}{(1 + cos^{2}\Phi) \cdot t_{\text{ф}}} , (8.2-12)

то есть для продольного шага t0 (при \Phi = 0 ) имеют

\varphi_{m} = \frac{(t_{0} - d_{ob})}{t_{0}} . (8.2-13)

Если внешние диаметры труб ряда штуцеров отличаются между собой, то следует воспользоваться соотношением

d_{ob} = \frac{d_{ob1} + d_{ob2}}{2} . (8.2-14)

Вместо расчетов приближением, использованных в настоящем пункте, можно воспользоваться уравнениями по 8.3.4.

Если имеются несквозные отверстия (см. рисунок 8.2-4), то вместо диаметров dob, dob1, dob2 можно использовать эквивалентный диаметр dэквив. из уравнения (8.2-10), как это обычно практикуется.

8.3 Расчет отверстий, отводов и штуцеров в цилиндрических оболочках (коэффициент прочности и усиление)

8.3.1 Символы

В дополнение к символам, перечисленным в таблице 4-1 ГОСТ Р ЕН 12952-1, следует пользоваться символами, показанными на рисунках 8.3-1 - 8.3-5.

8.3.2 Требования по применению

8.3.2.1 Отверстия

Правила, указанные в 8.3.3 и 8.3.4, следует считать имеющими силу только для круглых, эллиптических и овальных <1> отверстий и штуцеров (в том числе и для косо расположенных штуцеров), размещенных поодиночке или группами на цилиндрических оболочках, при условии, что выполнены следующие положения:

a) для отверстий и штуцеров, перпендикулярных по отношению к оболочке:

• отношение большой оси некруглого отверстия к малой его оси не превышает 2;

b) для косо идущих штуцеров:

• штуцер в сечении круглый, и угол между его осью и перпендикуляром к поверхности обечайки не превышает 45°;

c) для всех штуцеров:

• максимальные силы и моменты, действующие на эти штуцера, невелики. В таком случае для проведения расчета и составления заключения о допустимости результирующих напряжений следует применять [1].

<1> Овальные отверстия — это такие отверстия, которые не являются ни круглыми, ни эллиптическими и выполняются с применением двух радиусов, чтобы в итоге получилось овальное отверстие, у которого большая ось не равна малой оси.

В расчетах следует использовать внутренний диаметр штуцера dib, даже если диаметр отверстия d в основном корпусе меньше, чем dib.

Для соединений штуцера с корпусом с остаточным зазором в вершине разделки под сварку большим, чем 1,5 мм, или для штуцеров, вваренных и сваренных только плотным швом (то есть с непроваром), следует проводить такой же расчет, как и для отверстия без штуцера. Области близ отверстия под трубу, в которых действует давление, надо рассматривать тоже, за исключением тех случаев, когда труба вваривается, причем швом с уплотнением по внутренней поверхности.

8.3.2.2 Отводы

При расчете отводов должны быть учтены следующие моменты:

a) способность противостоять расчетному давлению. Для этого минимальная толщина отвода должна рассчитываться по разделу 11;

b) требования к компенсирующим способностям основной обечайки, которые надо определять для цилиндрической оболочки в соответствии с 8.3.3 или 8.3.4;

c) способность противостоять внешним нагрузкам от присоединенных труб или иных элементов. В любом случае толщина стенки отвода не должна быть меньше, чем это следует из 8.3.3.1;

d) минимальная толщина отвода sab без прибавок не должна быть меньше, чем требуемая толщина отвода, определенная в соответствии с уравнением (8.3-1) (см. ниже), в котором dob — это внешний диаметр отвода (мм). Требования этого подпункта не следует применять к участкам труб поверхностей нагрева, присоединяемым к штуцерам.

srb = 0,015·dob + 3,2. (8.3-1)

Рисунок 8.3-1 — Эпюра нагрузок для цилиндрической оболочки с косым штуцером и укрепляющей накладкой

Примечание - Штриховка и подробное изображение сварного шва в зоне X опущены.

Рисунок 8.3-2 — Эпюра нагрузок для цилиндрической оболочки с нерадиальным штуцером

Рисунок 8.3-3 — Эпюра нагрузки для цилиндрической обечайки с рядом отверстий, расположенных по линии, идущей под углом \Phi к оси обечайки

Примечание - \psi_{1} \geq 45^{\circ} , \psi_{2} \geq 45^{\circ} , где \psi — угол между осью штуцера и осью обечайки.

Рисунок 8.3-4 — Эпюра нагрузок для цилиндрической обечайки с поперечным рядом штуцеров, направленных под углом к радиусу обечайки

Рисунок 8.3-5 — Эпюра нагрузок для Y-образных развилок

8.3.3 Расчет для одиночных отверстий со штуцерами

8.3.3.1 Общие положения

Толщина обечайки srs и толщина штуцера srb не должны быть меньше, чем рассчитанные для \varphi = 1 , в соответствии с 7.2.

8.3.3.2 Одиночные отверстия с вертикальным штуцером

8.3.3.2.1 Для одиночных отверстий со штуцером, перпендикулярным оболочке, без учета усиления, следует также принимать во внимание положения 8.3.3.4 и 8.3.3.5.

8.3.3.2.2 Если справедливо следующее соотношение <1>

\sigma_{a} = p_{s}(\frac{A_{p}}{A_{fs} + A_{fb}} + \frac{1}{2}) \leq [\sigma]_{s}, (8.3-2)

то для коэффициента прочности должно быть справедливо соотношение <1>

\varphi = \frac{d_{is}(A_{fs}A_{fb})}{s_{rs} \cdot A_{p}} \leq 1. (8.3-3)

8.3.3.2.3 Если допускаемое напряжение для штуцеров оказывается меньшим, чем оно же для основного корпуса, то применимы следующие соотношения для условия прочности

\sigma_{a} = \frac{p_{c}(2A_{p} + A_{fs} + A_{fb})}{2(A_{fs} + \frac{[\sigma]_{b}}{[\sigma]_{s}} A_{fb})} \leq [\sigma]_{s}, (8.3-4)

и в этом случае коэффициент прочности <1> равен

\varphi_{b} = \frac{d_{is}(A_{fs} + \frac{[\sigma]_{b}}{[\sigma]_{s}} A_{fb})}{s_{rs}(2 \cdot A_{p} + A_{fb} - \frac{[\sigma]_{b}}{[\sigma]_{s}} A_{fb})} \leq 1. (8.3-5)

<1> Здесь можно использовать расчет аппроксимацией в соответствии с 8.2 вместо настоящего расчета, тогда эффект от введения конструктивных элементов усиления для патрубка можно не рассматривать.

Случай, когда [\sigma]_{b}/[\sigma]_{s}>1 , в расчетах рассматриваться не должен (см. 8.1.4.1).

8.3.3.3 Одиночные отверстия с наклонным штуцером и дополнительными конструктивными элементами усиления

8.3.3.3.1 Для одиночных отверстий, в соответствии с рисунком 8.3-1, требования для расчета усиливающих накладок по 8.1.5 следует рассматривать отдельно.

8.3.3.3.2 Условие прочности для области I (см. рисунок 8.3-1). Напряжение должно быть равно

\sigma_{aI} = p_{c}(\frac{A_{p1}}{A_{fsI} + A_{fbI} + 0,7 \cdot A_{fpI}} + \frac{1}{2}) \leq [\sigma]_{s} (8.3-6)

и для области II

\sigma_{aII} = p_{c}(\frac{A_{pII}}{A_{fsII} + A_{fbII} + 0,7 \cdot A_{fpII}} + \frac{1}{2}) \leq [\sigma]_{s}. (8.3-7)

8.3.3.3.3 Если допускаемое напряжение для материала штуцера или для материала технологической оснастки меньше, чем для материала основного корпуса, то условие прочности для области I должно удовлетворять следующему соотношению

([\sigma]_{s} - \frac{p_{c}}{2}) \cdot A_{fsI} + ([\sigma]_{b} - \frac{p_{c}}{2}) \cdot A_{fbI} + ([\sigma]_{p} - \frac{p_{c}}{2}) \cdot 0,7 \cdot A_{fpI} \geq p_{c} \cdot A_{pI} (8.3-8)

(и для области II).

8.3.3.4 Поперечное сечение, проведенное перпендикулярно по отношению к оси основного корпуса

Для штуцеров с допускаемым напряжением, рассчитанным по Rp0,2tc для повышенных температур, когда dib/dis >= 0,7 и одновременно srb/srs < dib/dis, для узла соединения корпуса со штуцером в поперечном сечении, проведенном перпендикулярно по отношению к оси основного корпуса, должно выполняться следующее соотношение

\sigma_{ab} = \frac{p_{c}}{1,5} \cdot (\frac{d_{is} + s_{rs}}{2s_{rs}} + 0,2 \frac{d_{ib} + s_{r}}{s_{rb}} \sqrt[b]{\frac{d_{is} + s_{rs}}{s_{rs}}}) \leq min([\sigma]_{s},[\sigma]_{b}). (8.3-9)

Если основной корпус и штуцер выполнены из материалов с различными допускаемыми напряжениями, то в расчетах следует использовать меньшую из величин.

8.3.3.5 Цилиндрические обечайки со штуцерами, установленными не по радиусу

Для такой цилиндрической обечайки, у которой штуцер направлен не по радиусу (см. рисунок 8.3-2), но под углом \psi_{1} к основному корпусу, в поперечном сечении, как на рисунке 8.3-2, или в продольном сечении, как на рисунке 8.3-2, могут возникать более высокие нагрузки. В обоих случаях в расчетах следует использовать условие прочности по уравнению (8.3-2), при этом области, показанные на соответствующих рисунках, имеют площади Ap, Afs и Afb. Компенсирующая длина должна учитываться в расчетах основного корпуса в соответствии с уравнением (8.1-1) или по штуцеру в соответствии с уравнением (8.1-2) или (8.1-3) соответственно.

Толщина стенки штуцера sab не должна быть больше толщины стенки основного корпуса srs.

8.3.3.6 Y-образные развилки

Y-образные развилки (см. рисунок 8.3-5) должны выполняться по технологии ковки или с помощью сварки, при этом угол \psi \geq 15^{\circ} . Условие прочности для зоны нагружаемого углового соединения выражается соотношением

\sigma_{a} = p_{c} \cdot y \cdot (\frac{A_{p}}{A_{fs}} + \frac{1}{2}) \leq [\sigma]_{s}. (8.3-10)

Для расчетов по штуцерам в соответствии с уравнением (8.1-2) надо использовать компенсирующую высоту штуцера. Коэффициент y в уравнении (8.3-10) для тех штуцеров, у которых \psi \geq 45^{\circ} , должен быть равен

y = 1, (8.3-11)

а для тех штуцеров, у которых do <= 102 мм и 15^{\circ} \leq \psi \leq 45^{\circ} :

y = 1 + 0,005(45^{\circ} - \psi). (8.3-12)

8.3.3.7 Кованые тройники

Для кованых и расточенных тройников, для которых выполнены условия srs/dis >= 0,1 и dis <= 90 мм (например, см. рисунок 8.3-6), должно выполняться следующее соотношение для расчетного напряжения

p_{c}(\frac{A_{p}}{A_{f}} + \frac{1}{2}) \leq [\sigma]_{s}. (8.3-13)

Компенсирующие площади должны выбираться, как по уравнению (8.1-1), по максимальному из двух значений. Угол наклона \psi должен быть не менее 45°.

В диапазоне ползучести такой тип тройника использовать не следует.

Рисунок 8.3-6 — Кованый и рассверленный тройник

8.3.4 Расчет ряда отверстий и штуцеров

8.3.4.1 Общие положения

Ряд отверстий и одиночное отверстие рассчитываются по-разному.

8.3.4.2 Условие для расчетов ряда отверстий и штуцеров

Расчет для ряда отверстий и штуцеров следует выполнять, только если они не удовлетворяют условию для одиночных отверстий или штуцеров по 8.1.3.

8.3.4.3 Основной корпус, допускаемое напряжение для которого меньше, чем допускаемое напряжение материала штуцера

Для ряда отверстий или штуцеров прочность следует рассчитывать по поперечному сечению, когда ось их центров составляет угол \Phi с осью обечайки, как это показано на рисунке 8.3-3. Условие прочности при этом определяется по соотношению

\sigma_{a\text{ф}} = \frac{p_{c}}{2} \cdot \frac{2 \cdot A_{p0} \cdot \frac{1 + cos^{2}\Phi}{2} + 2 \cdot A_{p1} + 2 \cdot A_{p2}}{A_{fs0} + A_{fb1} + A_{fb2}} + \frac{p_{c}}{2} \leq [\sigma]_{s}. (8.3-14)

Шаг по диагонали или по окружности следует обсчитывать так же, как и продольный шаг, в соответствии с рисунком 8.3-3 при расстоянии tф. В этом случае давление в области 2Ap0 надо умножить на коэффициент (1 + cos^{2}\Phi)/2 при расчете условия прочности в соответствии с уравнением (8.3-14).

Коэффициент прочности <1> должен быть равен

\varphi_{m} = \frac{d_{is}}{s_{rs}} \cdot \frac{A_{fs0} + A_{fb1} + A_{fb2}}{2 \cdot A_{p0} \cdot \frac{1 + cos^{2}\Phi}{2} + 2 \cdot A_{p1} + 2 \cdot A_{p2}} \leq 1. (8.3-15)

<1> Здесь можно использовать расчет аппроксимацией в соответствии с 8.2 вместо настоящего расчета, тогда эффект от введения конструктивных элементов усиления для патрубка можно не рассматривать.

8.3.4.4 Отводы с равным или меньшим, чем у основной оболочки, допускаемым напряжением

Если допускаемое напряжение для одного или для обоих штуцеров меньше, чем оно же для основного корпуса, то должно выполняться следующее условие

\sigma_{a\text{ф}} = \frac{p_{c}}{2} \cdot \frac{2 \cdot A_{p0} \cdot \frac{1 + cos^{2}\Phi}{2} + 2 \cdot A_{p1} + 2 \cdot A_{p2} + A_{fs0} + A_{fb1} + A_{fb2}}{A_{fs0} + \frac{[\sigma]_{b1}}{[\sigma]_{s}} A_{fb1} + \frac{[\sigma]_{b2}}{[\sigma]_{s}} A_{fb2}} \leq [\sigma]_{s}, (8.3-16)

и коэффициент прочности <1> должен быть равен

(8.3-17)

<1> Здесь можно использовать расчет аппроксимацией в соответствии с 8.2 вместо настоящего расчета, тогда эффект от введения конструктивных элементов усиления для патрубка можно не рассматривать.

При этом [\sigma]_{b1}/[\sigma]_{s}>1 или [\sigma]_{b2}/[\sigma]_{s}>1 в расчетах использоваться не должны (см. 8.1.4.1).

8.3.4.5 Поперечный ряд штуцеров

Для расположенных по окружности ряда штуцеров, которые не направлены по радиусам в соответствии с рисунком 8.3-4, расчет должен быть аналогичен расчету для штуцеров, которые направлены по радиусам. В этом случае в расчетах поправочный коэффициент ( (1 + cos^{2}\Phi)/2 ) следует заменить на 1.

8.4 Болтовые соединения

8.4.1 Общие положения

Положения 8.4 следует использовать для расчетов элементов, соединяющихся болтами, при этом болты как крепежные приспособления, работающие на трении, испытывают нагрузку от давления и температуры.

Для того чтобы болтовое соединение было более гибким, рекомендуется применять болты с уменьшенным диаметром стержня в соответствии с [1].

Высоконагруженные болты обязательно должны быть с уменьшенным стержнем. Такие болты являются обязательными при:

a) расчетной температуре tc более 300 °C;

b) расчетном давлении pc более 8 Н/мм2;

c) внутренним диаметром резьбы dk более 25 мм.

Болты, диаметр стержня которых ds меньше 10 мм, использовать не разрешается.

Фланцевые соединения, работающие под давлением, не должны омываться дымовыми газами.

Когда применяются стандартные фланцы, то прочностные свойства болтов, которые предполагается применить, должны быть достаточными, если в соответствии с [1] болты на фланцах применяются из материалов, указанных в настоящем стандарте для допускаемого рабочего давления при соответствующей рабочей температуре, которые указаны здесь же.

Количество болтов на фланцевом соединении не должно быть менее 4.

Количество болтов должно быть таким, чтобы гарантировать плотность соединения, при этом надо иметь в виду, что использование большего количества болтов меньшего диаметра, расположенных с меньшим шагом, является более предпочтительным вариантом по сравнению с использованием болтов большего диаметра.

Чтобы уменьшить нагрузку на болты, фланцевые прокладки должны быть относительно невелики, что станет понятно, если принять во внимание рабочие напряжения, развивающиеся в прокладках при их сжатии. Соединение «шип-паз» или «выступ-впадина» для плоских торцов должны являться предпочтительными, если не используются металлические прокладки или комбинированные уплотнители.

Использование соединений на резьбовых шпильках следует предпочесть, только если расчетная температура tc не превышает 300 °C, а расчетное давление pc не превышает 4 Н/мм2. Если стенка основного корпуса такова, что не позволяет выполнить соединение напрямую, тогда к основному корпусу необходимо прикреплять сваркой специальные усиливающие элементы (см. рисунок 8.4-1).

Рисунок 8.4-1 — Типовые примеры приварки усиливающих элементов

8.4.2 Символы и аббревиатуры

В дополнение к символам, приведенным в таблице 4-1 ГОСТ Р ЕН 12952-1, следует использовать символы, приведенные ниже, в таблице 8.4-1.

Таблица 8.4-1

Символы

8.4.3 Расчет диаметра болта

8.4.3.1 Требуемый внутренний диаметр резьбы болта следует рассчитывать для:

a) рабочих условий, используя для этого величину расчетного давления pc и расчетную температуру tc, которые вычисляются по заданной нагрузке на болты при рабочих условиях, FSB;

b) давления, при котором проводятся испытания, ph при температуре 20 °C и нагрузке FSP (требуется только, чтобы ph > 1,3pc);

c) режима затяжки болтов до прикладывания давления, при этом ph = 0 и температура 20 °C, нагрузка на болты равна Fso.

8.4.3.2 Необходимый диаметр болта при заданном внутреннем диаметре резьбы болтового соединения и при условии, что количество болтов составляет z, равен

d_{k} = \sqrt{\frac{4}{\pi \cdot z_{1}} \cdot \frac{F_{S}}{\frac{R}{n} q}} + c_{3}. (8.4-1)

Для болтов с уменьшенным стержнем диаметр стержня должен составлять dbb = 0,9dk.

Чтобы облегчить вычисления, можно ввести коэффициент

K_{4} = \sqrt{\frac{4}{\pi} \cdot \frac{n}{q}} (8.4-2)

(см. таблицу 8.4-2), после чего уравнение приобретает вид

d_{k} = K_{4} \sqrt{\frac{F_{S}}{n \cdot z_{1}}} + c_{3}. (8.4-3)

Таблица 8.4-2

Для болтов с уменьшенным стержнем в уравнения (8.4-1) или (8.4-3) следует вместо dk подставлять диаметр уменьшенного стержня dbb.

8.4.3.3 При расчетах следует использовать следующие конструктивные допуски:

a) для рабочих условий:

• внутренний диаметр резьбы 20 мм и меньше — c3 = 3 мм;
• внутренний диаметр резьбы 42 мм и больше — c3 = 1 мм;
• для промежуточного диапазона — c3 = 5 — 0,1dk;

b) для давления при испытании — c3 = 0 мм;

c) для режима уплотнения:

• до приложения давления — c3 = 0 мм.

8.4.4 Расчет нагрузки на болт

8.4.4.1 Общие положения

Нагрузку на болт следует определять для рабочих условий, для испытаний соответствующим давлением и для режима сборки до подачи давления. Если болты болтового соединения располагаются по окружности, то следует пользоваться формулами, которые приводятся ниже.

8.4.4.2 Рабочие условия

Нагрузка на болт при рабочих условиях FSB [см. 8.4.3.1 a)] рассчитывается по формуле

FSB = FR + FDB + FF. (8.4-4)

В это уравнение следует подставлять следующие значения:

a) усилие от внутреннего давления FR, рассчитанное по формуле

F_{R} = \frac{d_{i}^{2} \cdot \pi}{4} p_{c} + F_{RZ}. (8.4-5)

Дополнительная окончательная сила FRZ рассчитывается в случае наличия присоединенного трубопровода. При этом FRZ равна 0 для таких болтовых соединений, к которым не подходит трубопровод или подходит только такой, который не несет с собой никаких дополнительных сил, действующих в продольном направлении, если его подсоединить. Для нормально установленных собранных трубопроводов, когда передача дополнительных сил, действующих в продольном направлении на болты и обусловленных термическими напряжениями, является возможной, силу FRZ следует рассчитывать по формуле

F_{RZ} = \frac{d_{i.mp}^{2} \cdot \pi}{4} p_{c}, (8.4-6)

где di.mp — внутренний диаметр присоединенного трубопровода, мм;

b) нагрузка сжатия на прокладку FDB рассчитывается по формуле

F_{DB} = \pi \cdot d_{md}1,2 \cdot C_{1} \cdot p_{c}, (8.4-7)

где C1 следует брать из [2]. Для сварных уплотнений с зазором C1 = 0 и FDB = 0 (например, уплотнительный сварной шов, сварное уплотнение диафрагмы жесткости). Такая нагрузка должна обеспечивать надежную плотность в ходе эксплуатации;

c) разность FF между полным усилием от внутреннего давления и тем же усилием во внутренней области фланца вычисляется по формуле

F_{F} = \frac{\pi}{4} (d_{md}^{2} - d_{i}^{2}) \cdot p_{c}. (8.4-8)

Эта сила вызвана внутренним давлением pc и действует в области кольца, которое образовано прокладкой с диаметром dmd и внутренним диаметром di.

В качестве диаметра прокладки dmd в предпочтительном варианте следует брать средний диаметр прокладки, поскольку невозможно заранее предсказать, в какой именно точке по ширине прокладки внутреннее давление будет эффективным.

Для сварных уплотнений следует брать наружный диаметр шва, поскольку вполне может быть, что на всем зазоре уплотнения действует внутреннее давление.

8.4.4.3 Давление, прикладываемое при гидравлическом испытании

Нагрузка на болт от давления, прикладываемого при испытании, FSP [см. 8.4.4.1 b)] вычисляется по формуле

F_{SP} = \frac{p_{h}}{p_{c}} (F_{R} + \frac{F_{DB}}{1,2} + F_{F}). (8.4-9)

8.4.4.4 Условия при уплотнении до подачи давления

Болтовое соединение должно быть затянуто настолько плотно, чтобы по окончании сборки [см. 8.4.3.1 c)] уплотнение с прокладкой гарантировало, что усилия от внутреннего давления после сборки FRZ, которые имеются в трубопроводе, могут быть поглощены и что соединение сохранит плотность, когда установка выйдет на рабочий режим.

Для того чтобы удовлетворить этим требованиям, выполняются следующие условия:

FSO = FDV

или (8.4-10)

FSO = FDV + FCP,

где FDV — это нагрузка на прокладку при уплотнении, которая требуется для того, чтобы гарантировать адекватную подгонку соприкасающихся поверхностей. Но по меньшей мере

FSO = 1,1(FDV + FF + FR), (8.4-11)

F_{DV} = d_{md} \cdot \pi \cdot C_{o} \cdot K_{D}. (8.4-12)

Однако практика показала, что если прокладки не из металла, то не требуется, чтобы уплотнение прокладками по соприкасающимся поверхностям в соответствии с уравнением (8.4-12) было полным, это позволит управлять низкими давлениями. Во избежание использования малоэкономичных болтов большого диаметра должна иметься возможность при давлении P, равном

p \leq \frac{k_{o} \cdot K_{D}}{1,2 \cdot k_{1} + \frac{d_{md}}{4}} , (8.4-13)

снизить FDV до значения F_{D}\prime_{V} .

F_{D}\prime_{V} = F_{DV} \cdot C_{m} + (1 - C_{m}) \sqrt{(\frac{d_{i}^{2} \cdot \pi \cdot p_{c}}{4} + F_{DV} + F_{F}) \cdot F_{DV}} , (8.4-14)

где Cm = 0,1 для жидкостей;

Cm = 0,2 для пара и перегретого пара.

Там, где это требуется, FRZ следует брать из 8.4.5.1 a).

Коэффициенты k0, C1 и KD зависят от типа и формы прокладок и заполняющей среды (см. [2]).

8.4.5 Температура для расчетов tc

8.4.5.1 Общие положения

Температура, значение которой используется при расчете болтовых соединений, должна зависеть от типа болтового соединения и от качества теплоизоляции.

8.4.5.2 Соединения с теплоизоляцией

Можно допустить, что температура болтов ниже температуры жидкости, даже если распределение температур по всему оборудованию в направлении от жидкости к болтам не контролируется. Для расчетов следует использовать значения, приведенные в таблице 8.4-3.

Таблица 8.4-3

Максимальное снижение температуры

8.4.6 Добротность

Параметры прочности болтов следует брать из соответствующего национального стандарта. Болты с уменьшенным стержнем должны быть механически обработаны со всех сторон. Для плоскопараллельных несущих нагрузку поверхностей фланцев, не обработанных механически, в расчетах принимается коэффициент добротности q = 0,75. Для несущих сопрягаемых поверхностей, которые были подвергнуты механической обработке, можно использовать значение q = 1,0. Несущие поверхности, которые не являются плоскопараллельными (например, конические участки) вообще применяться не должны.

8.5 Винтовые соединения и соединения на приваренных муфтах

8.5.1 Винтовые соединения с обечайкой

Винтовые соединения с обечайкой допускаются, если выполнены следующие условия:

a) наружный диаметр соединения не превышает 60,3 мм;

b) расчетное давление не превышает 4 Н/мм2;

c) расчетная температура не превышает 400 °C;

d) уплотнение сваркой должно применяться, только если расчетная температура превышает 220 °C или расчетное давление больше 2 Н/мм2;

e) если уплотнение сваркой применяется для сваривания стальных участков винтовых составляющих, то в стали не должно содержаться углерода больше, чем 0,25%.

Расчет соединений должен согласовываться с 8.3.2; минимальная толщина должна измеряться от впадины резьбы.

Участок обечайки под давлением надо рассчитывать, как если бы в нем имелось неукрепленное отверстие с диаметром, равным диаметру, измеренному по впадинам резьбы в отверстии с резьбой.

8.5.2 Соединения на приваренных резьбовых муфтах

Резьбовые соединения или соединения на резьбовых и сваренных с уплотнением муфтах не должны использоваться там, где, как ожидается, имеют место усталость металла, сильная эрозия металла, щелевая коррозия или удары, либо для труб, внешний диаметр которых превышает 60,3 мм. Максимально допустимое рабочее давление не должно превышать 4 Н/мм2, и расчетная температура не должна быть больше, чем 400 °C. Резьба должна выполняться в соответствии с положениями [3] (см. рисунок 8.5-1).

a) резьбовые;

b) резьбовые и уплотненные сваркой

Рисунок 8.5-1 — Резьбовые соединения и соединения на резьбовых муфтах, сваренных с обечайкой

В стальных компонентах углерода должно быть не больше, чем 0,25%, если их предполагается сваривать уплотняющей сваркой.

Участок обечайки под давлением надо рассчитывать, как если бы в нем имелось неукрепленное отверстие.

8.5.3 Соединения на приваренных муфтах

Соединения на приваренных муфтах (см. рисунок 8.5-2) не должны использоваться в тех ситуациях, когда:

a) давление превышает 2 МПа;

b) металл разогревается до температуры выше 350 °C;

c) внешний диаметр трубы превышает 60,3 мм (см. рисунок 8.5-3).

Толщина фитингов, в которых имеются приваренные к ним муфты, не должна более чем в 1,25 раза превосходить номинальную толщину трубы. Катеты углового шва должны быть такими, как это показано на рисунке 8.5-2, чтобы при этом размеры получающейся наплавки не уступали номинальной толщине трубы. Материал должен сочетаться с материалом присоединяемой трубы.

Фитинги со сваренными с ними муфтами должны быть из кованой стали, в соответствии с требованиями ГОСТ Р 55682.2. Размеры, просветы, классность и сварные соединения должны соответствовать требованиям соответствующих национальных стандартов.

Примечание — В случае отсутствия национального стандарта следует ориентироваться на соответствующий европейский стандарт, например на [4].

Участок, нагруженный давлением, должен рассчитываться так, как если бы на нем имелось неукрепленное отверстие.

Рисунок 8.5-2 — Соединение на вваренной муфте и резьбовое соединение

1 — максимальный зазор по диаметру 1,00 мм

Рисунок 8.5-3 — Шов приварки муфты

9 Коллекторы и плоскостенные трубы прямоугольного сечения

9.1 Общие положения

Настоящий анализ применим для расчетов труб прямоугольного сечения и коллекторов со скругленными углами, изготовленных ковкой, прокатом или волочением и не содержащих продольных сварных швов.

Продольно сваренные прямоугольные трубы допускается включать в конструкцию, только если коэффициент сварного соединения для продольного шва равен 1 и этот шов прошел испытания для труб круглого сечения (см. ГОСТ Р 55682.6).

Коллекторы или трубы прямоугольного сечения должны иметь одну и ту же толщину со всех сторон. На их сторонах не должно быть отверстий, или же на них могут иметься отверстия круглой формы, но при этом одного и того же размера и расположенные по одной линии [см. рисунок 9.1-1 b)]. Идентичные по размерам отверстия эллиптической формы должны располагаться строго по одной линии. При этом линии, вдоль которых располагаются отверстия, должны быть ориентированы параллельно продольной оси.

Когда отверстия расположены уступом, необходимо дополнительно исследовать эффект смещения, для чего рассмотреть коэффициент прочности для диагональных связей [рисунок 9.1-1 b)].

Примечание - Эти правила составлены с учетом только тех нагрузок, которые обусловлены внутренним давлением. Эти правила не следует применять ни к коллекторам прямоугольного сечения, на которые действует излучение от топки, ни к трубам и коллекторам прямоугольного сечения, если толщина их стенок больше 30 мм и которые находятся в контакте с топочными газами, ожидаемая температура которых больше 650 °C.

Если ведется рассмотрение коллекторов для перегретого пара, стенки которых нагреваются, то температура дымовых газов не должна превышать 500 °C.

a) отверстия, расположенные по одной линии;

b) отверстия, расположенные по двум параллельным линиям

Рисунок 9.1-1 — Символы для связей в прямоугольных коллекторах

9.2 Символы и аббревиатуры

В дополнение к символам, приведенным в таблице 4-1 ГОСТ Р ЕН 12952-1, следует использовать символы, приведенные ниже, в таблице 9.2-1.

Таблица 9.2-1

Символы

Символ		Описание	Единица
EN	ГОСТ Р
d	d	Диаметр отверстия или в случае эллиптических отверстий размер этого отверстия по направлению вдоль продольной оси коллектора	мм
d* d*
Для эллиптических отверстий это диаметр, измеренный перпендикулярно продольной оси коллектора (см. рисунок 9.1-2)	мм	ec	srh
Требуемая толщина стенки коллектора прямоугольного сечения или трубы, без прибавок (см. рисунок 9.1-1)	мм	m	m1
Половина внутренней ширины коллектора прямоугольной формы или трубы, на стенке этой ширины располагается ряд отверстий, для которого ведется расчет (см. рисунок 9.2-1)	мм	n	m2
Половина внутренней ширины коллектора прямоугольной формы или трубы, перпендикулярно стенке этой ширины располагается ряд отверстий, для которого ведется расчет (см. рисунок 9.2-1)	мм	Pb	t0
Продольный шаг, с которым отверстия располагаются в одну линию, параллельную продольной оси коллектора (см. рисунок 9.1-1)	мм	P_{\alpha}	t_{\Phi}
Шаг косого ряда — расстояние между центрами двух смежных отверстий, расположенных на линии под углом \Phi к оси коллектора	мм	ri	ri
Внутренний радиус скругления угла коллектора прямоугольного сечения или трубы	мм	x	x
Расстояние между рассматриваемым отверстием или рядом отверстий и осью коллектора (см. рисунок 9.1-1)	мм	Y	Y
Коэффициент	мм2	\alpha	\Phi
Угол между линией, соединяющей два отверстия, расположенные по диагонали, и продольной осью коллектора	градус	Vbb	\varphi_{bb}
Коэффициент прочности для одиночного отверстия по отношению к напряжению изгиба	-	Vbt	\varphi_{F}
Коэффициент прочности одиночного отверстия по отношению к напряжению растяжения	-	Vmt	\varphi_{0}
Коэффициент прочности продольного ряда	-	Vmb	\varphi_{\Phi}
Коэффициент прочности для двух смежных отверстий, расположенных по диагонали под углом \Phi	-

Рисунок 9.2-1 — Символы для прямоугольных коллекторов

1 — продольная ось коллектора

Рисунок 9.2-2 — Диаметры d и d* для эллиптического отверстия

9.3 Требуемая толщина стенок

9.3.1 Общие положения

Для того чтобы определить минимальную толщину стенки srh для прямой трубы или для коллектора прямоугольного сечения без прибавок на износ металла и без технологических допусков, следует рассчитать требуемую толщину для середин сторон, в угловых участках, вдоль линии, по которой располагаются отверстия, идущие параллельно продольной оси, и вдоль ряда ступенчато расположенных отверстий. Тогда минимальная толщина стенки srh, которая требуется для коллектора, должна быть самой большой из упомянутых выше рассчитанных толщин, и именно это значение следует использовать для расчетов всех четырех сторон.

Фактическая толщина стенки вычисляется по следующей формуле

sh = srh + c1 + c2. (9.3-1)

В любом случае толщина стенки не должна быть меньше 3 мм.

9.3.2 Минимальная толщина стенки посередине одной из стенок

Толщина smin посередине стенки трубы прямоугольного сечения или коллектора при условии, что внутренняя ширина равна 2m1, должна определяться по следующей формуле

s_{min} = \frac{p_{c} \cdot m_{2}}{[\sigma]} + \sqrt{\frac{4 \cdot Y \cdot p_{c}}{[\sigma]}} . (9.3-2)

Коэффициент Y для определения минимальной требуемой толщины стенки следует определять по следующей формуле

Y = \frac{1}{3} (\frac{m_{1}^{3} + m_{2}^{3}}{m_{1} + m_{2}}) - \frac{m_{1}^{2}}{2} . (9.3-3)

9.3.3 Минимальная толщина стенки в угловых участках

Минимальная толщина в угловых участках трубы прямоугольного сечения или коллектора с внутренней шириной 2m1 должна определяться в соответствии с уравнением (9.3-2).

При этом коэффициент Y для определения минимальной толщины стенок должен определяться по следующей формуле

Y = \frac{1}{3} (\frac{m_{1}^{3} + m_{2}^{3}}{m_{1} + m_{2}}). (9.3-4)

Во избежание появления чрезмерных напряжений в угловых участках коллектора необходимо, чтобы соблюдалось следующее условие

r <= -smin, (9.3-5)

но радиус при этом не должен быть меньше 8 мм.

9.3.4 Минимальная толщина стенки по линии расположения отверстий

Минимальная толщина стенки коллектора с прямоугольным сечением, внутренняя ширина которого равна 2m1, по линии расположения отверстий, параллельной продольной оси коллектора, должна определяться по следующей формуле

s_{min} = \frac{p_{c} \cdot m_{2}}{[\sigma] \cdot \varphi_{0}} + \sqrt{\frac{4 \cdot Y \cdot p_{c}}{[\sigma] \cdot \varphi_{\text{Ф}}}} . (9.3-6)

В этом случае коэффициент Y для определения минимальной толщины стенки определяется по следующей формуле

Y = \frac{1}{3} (\frac{m_{1}^{3} + m_{2}^{3}}{m_{1} + m_{2}}) - \frac{m_{1}^{2} - x^{2}}{2} . (9.3-7)

Расстояние x от линии, по которой располагаются отверстия, до центральной линии стенки не должно превышать величины m1/2.

Коэффициент прочности \varphi_{0} , относящийся к растягивающим напряжениям, и \varphi_{\Phi} , относящийся к изгибающим напряжениям, используемые в расчете толщины стенки, находятся из следующих уравнений:

\varphi_{0} = \frac{t_{0} - d}{t_{0}} (9.3-8)

и

\varphi_{\Phi} = \frac{t_{0} - d}{t_{0}} или \frac{t_{0} - d^{*}}{t_{0}} , если d или d* < 0,6m1 (9.3-9a)

или

\varphi_{\Phi} = \frac{t_{0} - 0,6m_{1}}{t_{0}} , если d или d* >= 0,6m1. (9.3-9b)

9.3.5 Минимальная толщина стенки при косом расположении отверстий (шаг по диагонали)

Требуемый минимум толщины стенки коллектора с прямоугольным сечением, внутренняя ширина которого равна 2m1 в области, где расположен ряд отверстий, расположенных уступом, так что при этом соединяющая их линия составляет угол \Phi с продольной осью коллектора, должен определяться в соответствии с уравнением (9.3-6).

При этом коэффициент Y для определения минимальной толщины стенок определяется по следующей формуле

Y = [\frac{1}{3} (\frac{m_{1}^{3} + m_{2}^{3}}{m_{1} + m_{2}}) - \frac{m_{1}^{2}}{2}]cos\Phi. (9.3-10)

Коэффициент прочности \varphi_{0} в отношении напряжения растяжения и \varphi_{\Phi} в отношении напряжения изгиба, используемые в уравнении для определения толщины стенки, должны находиться из уравнений (9.3-8) и (9.3-9a) или (9.3-9b).

Расстояние x от линии, по которой располагаются отверстия, до центральной линии стенки не должно превышать величины m1/2 при ступенчатом расположении отверстий (шаг по диагонали).

9.3.6 Минимальная толщина стенки при одиночном отверстии

Линии, по которым располагаются отверстия, с шагом по диагонали, идущей под углом \Phi , должны рассчитываться как одиночные отверстия в том случае, если продольный шаг t0 или расстояние между центрами t_{\Phi} не превышает внутреннюю ширину 2m1 прямоугольного коллектора, которая измеряется параллельно той стороне, для которой выполняется расчет.

Толщина стенки в зоне, где располагается одиночное отверстие или ряд отверстий с шагом по диагонали, которые попадают под определение одиночных (критерий см. выше), должна определяться по следующему уравнению

s_{min} = \frac{p_{c} \cdot m_{2}}{[\sigma] \cdot \varphi_{F}} + \sqrt{\frac{4 \cdot Y \cdot p_{c}}{[\sigma] \cdot \varphi_{bb}}} . (9.3-11)

При этом коэффициент Y для определения минимальной толщины стенки при одиночных отверстиях и при отверстиях, расположенных в ряд, но не по диагонали, определяется по уравнению (9.3-7).

Коэффициент прочности \varphi_{F} для учета напряжения растяжения и \varphi_{bb} для учета напряжения изгиба, используемые в уравнении для определения толщины стенки, должны находиться из следующих соотношений:

\varphi_{F} = 1 - \frac{d}{m_{1}} (9.3-12)

и

\varphi_{F} = 1 - \frac{d}{2m_{1}} или 1 - \frac{d^{*}}{2m_{1}} , если d или d' < 0,6m1 (9.3-13a)

или

\varphi_{bb} = 0,7, если d или d* >= 0,6m1. (9.3-13b)

10 Плоские и сферические днища

10.1 Символы и аббревиатуры

В дополнение к символам, приведенным в таблице 4-1 ГОСТ Р ЕН 12952-1, можно использовать символы, приведенные ниже, в таблице 10.1-1.

Таблица 10.1-1

Символы

10.2 Сферические оболочки и плоские днища

10.2.1 Общие положения

Положения настоящего раздела применимы для расчетов и определения размеров сферических оболочек и плоских днищ как глухих, так и с отверстиями. Здесь не рассматривается влияние внешних сил и моментов, которое, если требуется, следует рассматривать отдельно.

Примечание — Способы расчета напряжений, которые могут возникнуть под воздействием внешних сил и моментов, приведены в [1].

Уравнения, приведенные в настоящем пункте, должны применяться с учетом ограничений по размерам, показанных на рисунках 10.2-1 и 10.2-2, и относятся к следующим конструкциям:

1 — сферическая оболочка; 2 — перелом профиля; 3 — цилиндрический участок

Рисунок 10.2-1 — Торосферическое днище

Рисунок 10.2-2 — Полуэллиптическое днище

Полуэллиптические днища должны обсчитываться как торосферические оконечные участки той же самой высоты hc.

Для расчетов надо использовать следующее значение радиуса (см. рисунок 10.2-3)

r_{is} = \frac{d_{0}^{2}}{4 \cdot h_{c}}

1 — минимальная толщина стенки цилиндрической обечайки в соответствии с уравнением (10.2-7)

Рисунок 10.2-3 — Полусферическое днище

10.2.2 Формулы для расчетов

10.2.2.1 Как правило, толщина стенки должна быть по меньшей мере такой, чтобы:

ss >= srs + c1 + c2, (10.2-1)

где c1 — прибавка на минусовой допуск;

c2 — прибавка на утонение стенки из-за коррозии.

В тех ситуациях, когда потери на коррозию значительны, c2 следует увеличивать.

Минимальная толщина стенки ss должна быть достаточной, чтобы эквивалентное напряжение, рассчитанное в соответствии с приводимым ниже уравнением, не превысило допускаемое напряжение при заданной для расчетов температуре и рабочем давлении.

\sigma_{\text{а}} = (\frac{A_{p}}{A_{f}} + \frac{1}{2}) \cdot p_{c} \leq [\sigma]_{s}. (10.2-2)

Если известно значение коэффициента прочности \varphi , то необходимую толщину стенки srs без прибавок рассчитывают по следующей формуле

s_{rs} = r_{is} \cdot (\sqrt{1 + \frac{2 \cdot p_{c}}{(2 \cdot [\sigma]_{s} - p_{c}) \cdot \varphi}} - 1). (10.2-3)

Для глухих днищ \varphi = 1,0 .

Для днищ с отверстиями следует обратиться к 10.2.3.

Коэффициент прочности можно рассчитать по таблице 10.2-1.

Таблица 10.2-1

Формулы для расчета днищ и штуцеров

Эквивалентное напряжение в днищах с одиночными отверстиями a \sigma_{\text{а}} = \frac{p_{c} \cdot (2A_{p} + A_{fb} + A_{fs})}{2 \cdot (A_{fs} + \frac{[\sigma]_{b}}{[\sigma]_{s}} A_{fb})} \leq [\sigma]_{s}. Эквивалентное напряжение в днище с рядом отверстий a \sigma_{\text{а}} = \frac{p_{c} \cdot (2A_{p} + A_{fb} + A_{fb1} + A_{fb2})}{2 \cdot (A_{fb} + \frac{[\sigma]_{b1}}{[\sigma]_{s}} A_{fb1} + \frac{[\sigma]_{b2}}{[\sigma]_{s}} A_{fb2})} \leq [\sigma]_{s}. Коэффициент прочности в днищах с одиночными отверстиями a, b \varphi_{b} = \frac{r_{is} \cdot (A_{fs} + \frac{[\sigma]_{b}}{[\sigma]_{s}} A_{fb})}{s_{rs} \cdot (2A_{p} + A_{fs} - \frac{[\sigma]_{b}}{[\sigma]_{s}} A_{fb}) \cdot (1 + \frac{s_{rs}}{r_{is}})} \leq 1. Коэффициент прочности в днищах с рядом отверстий a, b

a Отношение [\sigma_{b}]/[\sigma_{s}] , если оно больше 1,0, следует принимать равным 1,0. b Коэффициент прочности, если он больше 1,0, следует принимать равным 1,0.

Для тонкостенных днищ, для которых srs <= 0,1ris, требуемую толщину стенки без прибавок можно рассчитать по следующей формуле

s_{rs} = \frac{p_{c} \cdot d_{i}}{(2 \cdot [\sigma] - p_{c}) \cdot \varphi} . (10.2-4)

Если толщина стенки определена, то по ней можно рассчитать эквивалентное напряжение в днище с помощью формулы

\sigma_{\text{а}} = p_{c} \cdot [\frac{r_{is}}{2 \cdot s_{rs}(1 + \frac{s_{rs}}{2 \cdot r_{is}}) \cdot \varphi} + \frac{1}{2}] \leq [\sigma]_{s}. (10.2-5)

10.2.2.2 В зависимости от обстоятельств максимальные напряжения от внутреннего давления могут оказаться либо в зоне перелома профиля, либо в перемычках между отверстиями днищ. Поэтому расчет следует провести для обеих указанных зон.

Требуемая толщина стенки без прибавок в зоне перелома профиля должна быть равна

s_{k} = \frac{p_{c} \cdot d_{0} \cdot \beta_{k}}{4 \cdot [\sigma]} . (10.2-6)

Значение \beta_{k} можно брать по рисунку 10.2-4. При этом можно использовать линейную интерполяцию между кривыми графика.

Минимальная толщина стенки sk должна быть не меньше, чем 0,005d0.

Эквивалентное напряжение в зоне перелома профиля при известном значении толщины стенки следует рассчитывать, преобразуя уравнение (10.2-6).

10.2.2.3 Толщина стенки в зоне цилиндрической юбки перелома профиля должна быть по меньшей мере равна таковой же для глухих днищ, как и для цилиндрической обечайки такого же самого диаметра

s_{rs} = \frac{d_{i} \cdot p_{c}}{2 \cdot [\sigma] - p_{c}} . (10.2-7)

10.2.2.4 Для полусферических днищ без цилиндрических юбок, как это показано на рисунке 10.2-3, толщина стенки глухого днища должна быть по меньшей мере на 10% больше, чем толщина, определенная по уравнению (10.2-3). Угол наклона в месте перехода обечайка/торец не должен превышать 15 градусов.

Кривые на графике строятся по приведенным ниже уравнениям, в которых x = log(s/d0), причем 0,005 <= s/d0 < 0,15:

Рисунок 10.2-4 — Коэффициент формы \beta_{k} для торосферических днищ

10.2.3 Отверстия в плоских и в сферических днищах

Отверстия в плоских днищах должны располагаться так, как это показано на рисунке 10.2-5. Отношение толщины штуцера srb к толщине днища srs должно удовлетворять следующему условию

(10.2-8)

где d1 — внутренний диаметр вытянутого отверстия (см. рисунок 10.2-5).

Промежуточные значения вычисляются линейной интерполяцией.

Требования, налагаемые уравнением (10.2-2), должны быть удовлетворены. Если зоны действия давления и восприятия нагрузок определены так, как это показано на рисунке 10.2-6, то следует рассматривать только следующие значения компенсирующих длин:

a) на сферическом участке днища. В этом случае надо определить толщину стенки srs без усиливающей накладки, если она есть, и подставить в следующую формулу

l_{rs} \leq \sqrt{(2 \cdot r_{is} + s_{rs}) \cdot s_{rs}} ; (10.2-9)

b) в штуцере

l_{rb} \leq \sqrt{(2 \cdot r_{ib} + s_{rb}) \cdot s_{rb}} . (10.2-10)

Штуцера в расчетах следует рассматривать как элементы усиления, только если они вварены с полным проваром [см. рисунок 10.2-6 b)]. Ввинченные или завальцованные патрубки, которые приварены швом без полного проплавления, считать конструктивными элементами усиления не следует. Это же относится и к завинчивающимся крышкам и заглушкам.

Ряд отверстий следует рассчитывать как одиночные, если выполнено следующее требование для центрального угла \Phi_{b} (см. рисунок 10.2-7)

\Phi_{b} \geq arcsin \frac{\frac{d_{ib1}}{2} + s_{rb1}}{r_{is} + \frac{s_{rs}}{2}} + arcsin \frac{\frac{d_{ib2}}{2} + s_{rb2}}{r_{is} + \frac{s_{rs}}{2}} + 2 \frac{\sqrt{(2 \cdot r_{is} + s_{ks})}}{r_{is} + \frac{s_{rs}}{2}} . (10.2-11)

Примечание - Угол \Phi_{b} — центральный угол между двумя штуцерами — измеряется в радианах.

Для ряда отверстий при перекрытии компенсирующих длин надо проводить общий расчет областей в соответствии с рисунками 10.2-7 a) и 10.2-7 b).

Для одиночных отверстий без усиления, которые проделаны в сферическом днище, должно выполняться следующее требование

dmax = 0,14·lrs (10.2-12)

и

\frac{s_{rs}}{d_{os}} \leq 0,1. (10.2-13)

Рисунок 10.2-5 — Отверстия в днищах

a) без усиления; b) усиление укрепляющей накладкой;

c) усиление лазового отверстия; d) усиление наваренным штуцером; e) приварка штуцера к вытянутой горловине;

f) усиление вваренным штуцером

Рисунок 10.2-6, лист 1 — Определение зон действия давления и восприятия нагрузок в сферических оболочках и в плоских днищах

g) усиление одиночного отверстия накладкой и штуцером, пропущенным насквозь

Рисунок 10.2-6, лист 2

a) смежные штуцера;

b) Y-образная развилка

Рисунок 10.2-7 — Эпюра нагрузок для сферической оболочки

Усиление типа накладки разрешается применять, только если рабочая температура не превысит 250 °C. Накладка должна плотно прилегать к оболочке и привариваться к ней так, чтобы катет сварного шва равнялся по меньшей мере 70% от толщины накладки. Площадь усиливающей накладки, которая воспринимает нагрузку, должна приниматься уменьшенной на 30% при пользовании уравнением (10.2-2).

Если в состав основного корпуса, усиления или штуцера входят материалы, у которых допускаемые напряжения [\sigma] различны и, если именно для основного корпуса величина расчетного напряжения наименьшая, то это расчетное напряжение и следует использовать в уравнении (10.2-2). Если же у основного корпуса величина расчетного напряжения оказывается самой большой, то вместо уравнения (10.2-2) следует использовать следующее соотношение

([\sigma] - \frac{p_{c}}{2}) \cdot A_{fs} + ([\sigma] - \frac{p_{c}}{2}) \cdot A_{fb} + ... \geq p_{c} \cdot A_{p}. (10.2-14)

Для сферических днищ с Y-образными ответвлениями [в соответствии с рисунком 10.2-7 b)] условие прочности должно удовлетворяться одновременно в области I и в области II.

Сферические днища, у которых ответвления идут не вдоль радиусов, следует обсчитывать в соответствии с рисунком 10.2-8.

Рисунок 10.2-8 — Эпюра нагрузок для сферического днища, у которого штуцер направлен не вдоль радиуса

10.3 Плоские днища без анкерных связей

10.3.1 Общие положения

Положения настоящего пункта применимы для расчета и определения размеров плоских днищ без анкерных связей в изложенных ниже пределах. Что касается плоских днищ с анкерными связями, то их следует рассчитывать в соответствии с положениями настоящего стандарта.

Как показано на рисунке 10.3-1, помимо ограничений, проиллюстрированных на этих эскизах, также необходимо учитывать и следующие ограничения:

a) торцевые участки сформированы по технологии горячей заделки цилиндрической обечайки коваными плоскими днищами, которые приварены стыковым швом к обечайке.

d1 <= 600 мм.

rik >= 0,3·srb, но также >= 5 мм;

b) плоские днища являются коваными либо изготовлены из механически обработанных поковок и приварены стыковым швом к обечайке [см. рисунок 10.3-1 a) и b)].

rik >= 0,3·srs, но также >= 5 мм.

Днища изготовлены из листа, механически обработаны и приварены стыковым швом к обечайке [см. рисунок 10.3-1 e) и f)], для этого следует использовать листы класса не выше 3 в соответствии с принятыми стандартами на материалы;

c) плоские днища, полностью входящие в обечайку, где сделана выборка.

d1 <= 600 мм.

(Применяется ограничение по стали группы 1, у которой Rm не больше 470 Н/мм2);

d) плоские днища, полностью входящие в обечайку, где нет выборки.

d1 <= 600 мм.

(Применяется ограничение по стали группы 1, у которой Rm не больше 470 Н/мм2);

e) плоские днища с профильной выборкой, сделанной на станках, но которые свариваются с обечайкой стыковым швом.

rik >= 0,2·srs, но также >= 5 мм.

Плоские днища изготовлены из листа и механически обработаны, для этого следует использовать материал класса z3 в соответствии с [5].

Для листа требуется провести дополнительные испытания по методу НРК в той их части, в которой будет располагаться кромка, подготавливаемая для выполнения сварного шва, эти испытания должны гарантировать отсутствие расслоения и разрывов.

Толщина днища в зоне выборки не должна быть меньше той толщины, которая требуется в пункте 10.3.2;

f) плоские днища с выборкой, приваренные к концевым участкам обечайки.

d1 <= 600 мм.

Для днищ, которые вырезаны механическим путем из листа, следует использовать материал класса z3 в соответствии с положениями [5].

(Применяется ограничение по стали группы 1, у которой Rm не больше 470 Н/мм2);

g) плоские днища, полностью входящие в обечайку, где нет выборки — сварка ведется по технологии с полным проваром изнутри и снаружи, при этом внутренний сварной шов свободен от надрезов:

rik >= 0,5·srs, но также >= 5 мм.

Рисунок 10.3-1, лист 1 — Плоские торцевые участки без анкерных связей

Рисунок 10.3-1, лист 2

10.3.2 Толщина круглых днищ без анкерных связей

Требуется, чтобы толщина стенки составляла по меньшей мере

sh = srh + c1 + c2. (10.3-1)

Для тех типов донышек, которые показаны на рисунке 10.3-1 e), толщина стенки должна удовлетворять указанным выше требованиям, за исключением того, что касается профильной выборки, здесь толщина может быть уменьшена, но при этом оставаться не меньшей, чем до

sh1 = srh1 + c1 + c2. (10.3-2)

Прибавка c1 должна перекрывать минусовый допуск на изготовление. Прибавка c2 должна компенсировать износ металла.

Толщину выбираемого участка стенки из любой профильной выборки следует рассчитывать по следующей формуле

s_{rh} = K_{1} \cdot K_{2} \cdot K_{3} \cdot d_{i} \sqrt{p_{c}/[\sigma]} . (10.3-3)

Сварные швы на днищах, изображенных на рисунках 10.3-1 c), d), e), f), g), необходимо рассматривать как соединения, на которые ложится полная нагрузка (см. 6.3.2), в соответствии с этим и надо выбирать величину [\sigma] для уравнения (10.3-3). Если [\sigma] уменьшена настолько, что она меньше нагрузки для обечайки оконечного участка материала основы [\sigma]_{b} , то минимальное значение для K1 следует уменьшить с 0,41 до 0,41 \sqrt{([\sigma]/[\sigma]_{b})} и для профильной выборки

s_{rh1} \geq 1,3 \cdot p_{c} \cdot (\frac{d}{2} - r_{ik})/[\sigma], , но также srh1 >= srs. (10.3-4)

Значение для K1 следует определять в соответствии с рисунком 10.3-2; для торцевых участков — по рисункам 10.3-1 a), b), e) и g).

Для днищ, представленных на рисунке 10.3-1 c, d) и f), следует принимать во внимание рисунок 10.3-3, при этом:

• для круглых днищ K2 = 1;
• для глухих днищ K3 = 1.

Для днищ с отверстиями значение для K3 следует определять по рисунку 10.3-4. Эксцентрические отверстия следует обсчитывать так же, как и концентрические. При этом drb/d1 не должно превышать 0,8. Отверстия не должны попадать на шов, соединяющий днище с обечайкой.

10.3.3 Толщина некруглых и прямоугольных плоских днищ без анкерной связи

Для овальных днищ, большая a и малая b оси которых измеряются внутри обечайки, следует пользоваться требованиями 10.3.2, но при этом вместо d1 подставлять b и определять коэффициент

K_{2} = \sqrt{3,4 - 2,4b/a} , но не больше 1,6. (10.3-5)

Для прямоугольных днищ, у которых большой и малый внутренние размеры равны a и b, следует пользоваться требованиями 10.3.2, но только при этом вместо d1 подставлять b и одновременно

K_{2} = 1,1 \cdot \sqrt{3,4 - 2,4b/a} , но не больше 1,6. (10.3-6)

scs0 — рассчитанная толщина обечайки при \varphi = 1 [см. уравнения (7.2-1) или (7.2-2)];

K1 > 0,41;

где x = srs/scs0;

scs0 — средняя толщина стенки цилиндрической оболочки.

Рисунок 10.3-2 — Коэффициент K1 для днищ коллектора, приваренных стыковым швом к цилиндрической обечайке, в соответствии с рисунком 10.3-1 a), b), e) и g)

scs0 — рассчитанная толщина обечайки при \varphi = 1 [см. уравнения (7.2-1) или (7.2-2)];

K1 >= 0,41;

где x = srs/scs0;

scs0 — средняя толщина стенки цилиндрической оболочки.

Рисунок 10.3-3 — Коэффициент K1 для днищ коллектора, приваренных тавровым швом к обечайке, в соответствии с рисунком 10.3-1 c), d) и g)

Кривые на графике рассчитаны по следующим уравнениям, где x = dib/di:

Кривая A: K3 = 1 + 1,98x — 9,02x2 + 18,53x3 — 19,31x4 + 7,54x5;

Кривая B: K3 = 1 + 0,944x — 4,31x2 + 8,39x3 — 9,21x4 + 3,69x5

Рисунок 10.3-4 — Расчетный коэффициент K3

10.4 Плоские непривариваемые крышки

Если расчетные давления превышают 2 Н/мм2, то можно использовать только такие крышки, которые могут открываться лишь вовнутрь. Если расчетные давления не превышают 2 Н/мм2, то можно использовать крышки, надевающиеся снаружи, по типу глухих фланцев.

Внутренний диаметр отверстия при этом ограничен значением 460 мм.

Толщину следует определять в соответствии с требованиями 10.3, с d1 по рисунку 10.4-1.

Если крышка наружная, то K1 следует брать равным 0,41, за исключением тех ситуаций, когда используется крышка по типу показанной на рисунке 10.4-1 f), когда болты создают в плите дополнительный изгибающий момент. В таких ситуациях следует брать значения для K1 из таблицы 10.4-1.

Таблица 10.4-1

Значения для K1

Если используются внутренние люки по типу показанных на рисунке 10.4-1 a), то коэффициент K1 следует брать равным 0,45. Также следует принимать во внимание наличие на плите дополнительного изгибающего момента, вызванного затяжкой болтов. Если не применять никакого более точного расчета, то pc заменяется на p_{c} + 7,5F/d_{i}^{2} , где F — это полная нагрузка на все болты, рассчитанная по допустимому расчетному напряжению при заданной расчетной температуре, умноженная на полную эффективную площадь поперечного сечения болтов.

Рисунок 10.4-1 — Плоские съемные заглушки без анкерных связей

11 Трубы

11.1 Символы и аббревиатуры

В дополнение к символам, приведенным в таблице 4-1 ГОСТ Р EN 12952-1, можно использовать символы, приведенные ниже, в таблице 11.1-1.

Таблица 11.1-1

Символы

Рисунок 11.1-1 — Обозначения для описания гиба трубы

11.2 Толщина прямых котельных труб

11.2.1 Требуемая толщина стенок с добавками

Требуемая толщина стенок прямой трубы с добавками должна вычисляться по формуле

st = srt + c1 + c2. (11.2-1)

Плакирование, нанесенное для повышения устойчивости металла к износу, не должно рассматриваться как часть толщины при расчете напряжений от давления.

11.2.2 Требуемая толщина стенки без прибавок

Требуемая толщина стенки без прибавки для прямой трубы должна определяться в соответствии с уравнением

s_{rt} = \frac{p_{c} \cdot d_{0}}{(2 \cdot [\sigma] - p_{c}) \cdot \varphi + 2 \cdot p_{c}} , (11.2-2)

или для \varphi = 1 (труба без отверстий)

s_{rt} = \frac{p_{c} \cdot d_{0}}{2 \cdot [\sigma] + p_{c}} , (11.2-3)

или

s_{rs} = \frac{p_{c} \cdot d_{i}}{(2 \cdot [\sigma] - p_{c}) \cdot \varphi} , (11.2-4)

и для \varphi = 1

s_{rt} = \frac{p_{c} \cdot d_{i}}{2 \cdot [\sigma] - p_{c}} , (11.2-5)

где \varphi — коэффициент прочности, определенный в 8.2.

11.2.3 Минимальная толщина

Толщина st — c1 (номинальная толщина минус прибавка c1) не должна быть меньше, чем значение для минимальной толщины, указанное в таблице 11.2-1.

Примечание - Диаметры, использованные для расчетов — это номинальные диаметры, то есть производственные допуски в эти диаметры не входят.

Таблица 11.2-1

Минимальная толщина для прямой трубы

11.2.4 Трубы, сваренные встык по окружности

Для выполнения требования НРК, который требуется в соответствии с положениями ГОСТ Р 55682.6, следует провести указанные ниже расчеты, чтобы была гарантия, что толщина трубы при сварке встык адекватна нагрузкам, развивающимся в ходе сварки:

s_{min} \geq \frac{d_{i}}{2} \{ \sqrt{1 + \frac{p_{c} + 4 \cdot F_{Q}/(\pi \cdot d_{i}^{2})}{([\sigma] - p_{c}/2) \cdot \varphi_{HPK}}} - 1\}, (11.2-6)

или

s_{min} \geq \frac{d_{0}}{2} \{1 - \sqrt{1 + \frac{p_{c} + 4 \cdot F_{Q}/(\pi \cdot d_{0}^{2})}{([\sigma] - p_{c}/2) \cdot \varphi_{HPK}}} \}, (11.2-7)

где smin — минимально требуемая толщина для трубы при сваривании встык;

FQ — осевые силы, действующие на сварку, выполненную по окружности, которые вызываются силами, дополнительными по отношению к давлению;

\varphi_{HPK} = 1,0 для 100%-го НРК;

\varphi_{HPK} = 0,85 для 10%-го НРК.

11.3 Толщины гибов и колен трубы

11.3.1 Общие положения

Если трубы предполагается гнуть, то при этом на стадии конструирования во внимание необходимо принимать следующие требования.

11.3.2 Требуемая толщина стенки с прибавками

Требуемая толщина стенок для гибов и колен должна быть равной:

• по внутреннему радиусу

sti = srti + c1 + c2; (11.3-1)

• по внешнему радиусу

sto = srto + c1 + c2. (11.3-2)

11.3.3 Требуемая толщина стенки без прибавок

Если не проводить более точных расчетов в соответствии с приложением A, то требуемая толщина стенки без прибавок для гибов и колен не должна быть меньше следующих величин:

• для внешнего радиуса наружной образующей

s_{rto} = s_{rt} \cdot \frac{\frac{2 \cdot r_{b}}{d_{0}} + 0,5}{\frac{2 \cdot r_{b}}{d_{0}} + 1} ; (11.3-3)

• для внутреннего радиуса внутренней образующей

s_{rti} = s_{rt} \cdot \frac{\frac{2 \cdot r_{b}}{d_{0}} - 0,5}{\frac{2 \cdot r_{b}}{d_{0}} - 1} , (11.3-4)

где rb — расчетный радиус гиба в соответствии с (A-10);

rb = r — 0,5(srto + srti);

srt — это требуемая толщина стенки прямой трубы в соответствии с 11.2.2.

В силу ряда практических соображений расчеты, позволяющие определить утолщение по внутреннему радиусу гиба трубы, как это следует из уравнения (11.3-4), проводить не обязательно, если диаметр трубы <= 80 мм.

11.3.4 Овальность сечения трубы в месте изгиба

Овальность сечения трубы в месте изгиба \alpha описывается выражением

\alpha = 2 \cdot \frac{(d_{0} - d_{0})}{(d_{0} + d_{0})} \cdot 100\%, (11.3-5)

где d_{0} — максимальный внешний диаметр, измеренный в середине изогнутого участка;

d_{0} — минимальный внешний диаметр, измеренный в том же самом поперечном сечении, что и d_{0} .

Величина \alpha не должна выходить за пределы, установленные в пункте 7.3.7 ГОСТ Р 55682.5.

11.4 Гибкость всего трубопровода

11.4.1 Общие положения

Трубы должны быть подобраны так, чтобы весь трубопровод обладал гибкостью, достаточной для того, чтобы гасить свое собственное результирующее расширение и расширение соединяющего его в единую систему оборудования.

Следует также учитывать дополнительные нагрузки, возникающие в конструкции из-за ответвлений от барабана, коллекторов и так далее, в соответствии с 7.5.

11.4.2 Анализ

Анализ гибкости надо проводить, если есть хоть какие-нибудь сомнения относительно способности системы удовлетворить упомянутым требованиям по гибкости. Способ выполнения такого анализа приведен в [6].

Решение о необходимости выполнения такого анализа принимает разработчик, он же является и ответственным за его проведение, но если только весь трубопровод не удовлетворяет одному из следующих критериев:

a) трубопровод является дублирующим для успешно работающего участка установки или он замещает систему с хорошим послужным списком;

b) трубопровод можно адекватно сопоставить системе, которая ранее уже была успешно проанализирована.

Примечание — Трубы могут быть подвергнуты предварительному напряжению (холодный натяг) для того, чтобы уменьшить концевые эффекты, возникающие при нагревании во время работы, а также для того, чтобы понизить уровень термических напряжений (рекомендуемые способы см. [6]).

11.5 Структурная технологическая оснастка, прикрепленная к трубам

11.5.1 Общие положения

К трубам для снижения напряжений в них, возникающих от внешних нагрузок, приваривается структурная технологическая оснастка, такая как тяги и кронштейны (см. 5.9).

a) элемент оснастки, привариваемый к трубе (сечение); b) симметричная вертикальная поддержка для горизонтальной трубы; c) поддержка для вертикальной трубы; d) вертикальная поддержка для изогнутой трубы; e) прикрепление к трубе сдвоенной тяги

Рисунок 11.5-1 — Типовые структурные технологические оснастки, прикрепляемые к трубам

Сварной шов должен быть непрерывным и идти вокруг всего элемента оснастки без разрывов, за исключением ситуации, когда в соответствии с рисунком 11.5-1 e) приходится иметь дело с U-образным профилем.

Толщина сечения такого элемента оснастки, измеренная вдоль окружности трубы, не должна превышать одну четвертую диаметра трубы в точке скрепления с трубой.

Примечание - Рисунок 11.5-1 приведен с иллюстративными целями, чтобы показать типовые подробности для прояснения конструктивных требований.

11.5.2 Элементы оснастки, привариваемые к гибам труб

В местах, где структурная технологическая оснастка приваривается к гибам, следует с помощью расчета убедиться, что напряжения, вызванные остаточными нагрузками, не выходят за разрешенные пределы. Это можно сделать с помощью анализа напряжений, подчиняющегося критериям, указанным в [1] или [6], либо документально обосновав очевидность удовлетворительного состояния конструкции, сославшись при этом на опыт работы подобных конструкций.

11.5.3 Протяженность участка с оснасткой

Если оснастка прикрепляется сваркой на прямом участке трубы, то протяженность этого участка, измеренная в направлении вдоль оси трубы, должна подчиняться требованиям 11.5.4 и 11.5.5 либо ее следует определить в результате проведения анализа напряжения, согласующегося с критериями, изложенными в [1] или [6], либо документально обосновав очевидность удовлетворительного выбора длины, сославшись при этом на опыт работы подобных конструкций.

11.5.4 Допустимая интенсивность радиальных нагрузок

Величина радиальных нагрузок не должна превышать значение, указанное для нее на рисунке 11.5-2 - для нагрузки растяжения или на рисунке 11.5-3 - для нагрузки сжатия структурной технологической оснастки.

При этом:

Q — наибольшая интенсивность радиальной нагрузки, Н/мм;

[\sigma] — допускаемое напряжение материала трубы по 11.1, Н/мм2;

srt — расчетная толщина трубы, то есть номинальная толщина минус прибавка, мм;

d0 — наружный диаметр трубы, мм;

\Phi — центральный угол, охватывающий участок окружности трубы прикрепленной к ней структурной технологической оснасткой (рисунок 11.5-1).

11.5.5 Расчет интенсивности при радиальных нагрузках

Для структурной технологической оснастки, приваренной продольно вдоль трубы, самая большая нагрузка на него от растяжения и от сжатия, действующая в радиальном направлении, должна рассчитываться по следующему уравнению

q = \frac{F_{R}}{L} \pm \frac{6 \cdot F \cdot e}{L} , (11.5-1)

где F — нагрузка, которая приходится на конструктивный элемент, Н;

e — эксцентричность линии, по которой действует нагрузка F в районе линии присоединения, мм;

FR — радиальная составляющая нагрузки F, Н;

L — протяженность участка прикрепления, мм.

Примечание - Если имеет место эксцентрично направленная нагрузка, то может оказаться необходимым проверять интенсивности обеих нагрузок, растяжения и сжатия, которые действуют на противоположных концах конструктивного элемента. F, R и q имеют знак плюс при растяжении и минус при сжатии.

Рисунок 11.5-2 — Допустимая нагрузка растяжения для структурной технологической оснастки

Рисунок 11.5-3 — Допустимая нагрузка сжатия для структурной технологической оснастки

11.5.6 Прочность сварных швов

При расчетах прочности сварных швов, которыми приварена структурная технологическая оснастка, допустимое расчетное напряжение должно соответствовать напряжению в более слабом звене, в структурной технологической оснастке или в трубе, умноженному на коэффициент снижения прочности сварного шва \varphi_{w} , который равен:

0,7 — для угловых сварных швов;

0,75 — для сварных швов с частичным проваром (вместе с накладываемыми угловыми сварными швами или без них);

1,0 — для полного провара.

Зона приложения нагрузок у сварного шва должна вычисляться как толщина шва, умноженная на длину сварного шва. Чтобы рассчитать напряжения, толщину шва следует брать равной:

a) 0,7 от длины катета углового сварного шва;

b) глубине выборки для сварных швов с частичным проваром;

c) толщине структурной технологической оснастки при сваривании швом с полным проваром.

Для сложных швов эффективная толщина шва должна равняться сумме толщин составляющих шов участков.

11.6 Подгонка и соединение обогреваемых труб

11.6.1 Подгонка труб

Подгонка труб к барабану или коллектору должна выполняться в соответствии с пунктами 8.11 или 9.4 ГОСТ Р 55682.5.

11.6.2 Соединение обогреваемых труб

Соединение обогреваемых труб следует выполнять стыковыми сварными швами, в соответствии с пунктом 8.11 ГОСТ Р 55682.5. Применение резьбовых муфт, сварных муфт, фланцевых и резьбовых соединений не допускается.

11.7 Соединение необогреваемых труб

11.7.1 Общие положения

Необогреваемые трубы следует соединять сваркой или с помощью встроенных фланцев, разрешаются соединения стыковыми сварными швами, на сварных муфтах или с помощью резьбовых вваренных с уплотнением муфт. Применение резьбовых фланцев и приваренных муфт не допускается. Фланцы не следует использовать там, где на болты могут воздействовать продукты сгорания (см. также пункты 8.11 и 9.4 ГОСТ Р 55682.5).

11.7.2 Соединение на фланцах и свинчивание

Соединение на фланцах и свинчивание для ординарных фланцевых болтовых соединений должно выполняться в соответствии с положениями [7] или [8]. Для наваренных фланцев глубина провара сварного шва и тип фланцев подбираются в соответствии с положениями [7] или [8]. Подбор прокладок (например, по материалу и по размерам) должен вестись так, чтобы эффективность прокладки и развивающиеся при уплотнении напряжения согласовывались с требованиями, предъявляемыми к фланцам и к свинчиванию.

Примечание - Могут применяться соединения и фланцы специальных типов, при этом надо проследить, чтобы для таких элементов было доказано их соответствие расчетным условиям.

11.7.3 Соединения, сваренные встык

Сваривание соединений стыковым швом должно вестись в соответствии с ГОСТ Р 55682.5.

11.7.4 Соединения на сварных муфтах

Соединения на сварных муфтах должны выполняться в соответствии с 8.5.2.

11.7.5 Резьбовые или резьбовые и приваренные с уплотнением соединения

Резьбовые или резьбовые и приваренные с уплотнением соединения должны выполняться в соответствии с 8.5.2.

12 Узлы высокого давления нетипичной формы

12.1 Гидравлическое испытание под давлением для определения величины допустимого внутреннего давления

12.1.1 Общие положения

Положения настоящего раздела применимы к таким узлам и деталям, для которых нет общих правил по расчету и в таких ситуациях, когда прочность узла высокого давления нельзя точно рассчитать или когда теоретический подход к анализу напряжений оказывается неприменимым.

Такие узлы должны удовлетворять требованиям 12.1.2 или 12.1.3, как это принято.

Упомянутые требования не следует применять в отношении тех узлов, которые находятся под воздействием значительных циклических нагрузок, как это определено в 5.5, или если они работают в таких условиях, когда критичными становятся характеристики материала по ползучести, или там, где в дополнение к внутреннему давлению на них могут действовать иные значительные нагрузки. В таких ситуациях необходимо проводить соответствующие испытания, в которые будут включены указанные эффекты.

Для всех испытаний должны быть разработаны программы и включены в аттестационные документы на установку. Аттестация должна быть получена до проведения испытаний.

12.1.2 Контрольные испытания на пластическую деформацию (испытание на предельную нагрузку)

Настоящий способ следует применять только для таких материалов, которые обладают достаточной вязкостью и для таких конструкций, для которых истирание не является критерием разрушения.

Для проведения такого испытания необходимо изготовить узел в натуральную величину, этот узел должен быть пригодным для гидравлического испытания под давлением. Узел конструктивно должен быть пригодным к проведению измерений в достаточном количестве точек. Это даст гарантию, что все критические области можно надлежащим образом осмотреть и обмерить.

При проведении гидравлического испытания под давлением оно должно быть организовано таким образом, чтобы имелась возможность постепенно повышать давление до тех пор, пока не станут появляться первые признаки значительной общей пластической деформации. После появления значительной общей пластической деформации испытание следует прекратить и замерить давление, при котором упомянутая деформация возникла. Это значение давления pty следует затем использовать в уравнении (12.1-1), чтобы определить допустимое рабочее давление pc для испытуемого узла.

Примечание - Выражение «значительная общая пластическая деформация» применимо к таким типам пластической деформации, когда значительные участки испытуемого узла переходят за точку текучести для данного материала. Это выражение неприменимо там, где пластическая деформация появляется при первом приложении давления при испытании, поскольку она может быть вызвана перераспределением напряжений в точках концентрации напряжений.

Испытание можно прервать и до начала появления пластической деформации, если давление гидравлического испытания уже достигло значения pty, эквивалентного требуемому значению рабочего давления pc, рассчитанному путем преобразования уравнения (12.1-1).

Допустимое рабочее давление

p_{c} = \delta_{1} \cdot \delta_{2} \cdot p_{ty}, (12.1-1)

где \delta_{1} — поправочный коэффициент на коррозию, эрозию и износ

\delta_{1} = (\frac{s_{min} - c_{2}}{s_{a}})^{2}, (12.1-2)

если в стенке узла имеют место изгибные напряжения, причем такие, которые могут сказаться на прочности, или

\delta_{1} = (\frac{s_{min} - c_{2}}{s_{a}}),\text{еслирешающеезначениеимеетмембранноенапряжение}, (12.1-3)

где \delta_{2} — коэффициент, который введен для учета разницы между условиями при оценке и при испытании:

\delta_{2} = \frac{[\sigma]}{\overline{R_{e}}} , (12.1-4)

где smin — минимальная расчетная толщина стенки в том месте, которое критично для конструкции;

sa — действительная толщина испытуемого узла, измеренная перед проведением испытания в том же самом месте, что и smin;

[\sigma] — расчетное напряжение при оценочных условиях (в соответствии с 6.3);

pty — калибровочное давление, по достижении которого испытание прекращают;

\overline{R_{e}} — средняя величина напряжения предела текучести при комнатной температуре, полученная усреднением в экспериментах по растяжению образцов.

12.1.3 Контрольные испытания на разрушение

Этот способ следует применять ко всем материалам.

Следует подготовить полноразмерный образец исследуемого изделия для проведения гидравлического испытания под давлением. Испытуемый образец нагружают гидравлическим давлением до полного разрушения и записывают давление, при котором это разрушение произошло. Допустимое рабочее давление затем определяют по формуле

p_{c} = \delta_{1} \cdot \delta_{3} \cdot p_{tB}, (12.1-5)

\delta_{3} = \frac{[\sigma]}{\overline{R_{m}}} , (12.1-6)

где \delta_{1} — тот же коэффициент, что и в уравнении (12.1-2);

pc — допустимое рабочее давление;

ptB — давление, при котором произошло разрушение образца;

Rm — средняя величина предела прочности, полученная усреднением в экспериментах по растяжению образцов с доведением до разрушения.

12.2 Численные методы

12.2.1 Общие положения

Излагаемые в настоящем разделе методы применимы для расчета таких узлов, для которых не существует правил расчета или надежность которых не может быть определена с помощью уравнений, приведенных в настоящем стандарте.

12.2.2 Методы

В следующих методах расчета следует использовать:

a) метод сил;

b) метод конечных разностей;

c) метод конечных элементов.

12.2.3 Оценка напряжений

Оценку напряжений следует выполнять в соответствии с положениями [1].

13 Усталость

13.1 Общие положения

13.1.1 Методика

В тех случаях, когда узлы высокого давления испытывают в рабочем режиме значительные переменные нагрузки, как это описано в 13.1.2, необходимо, опираясь на положения 13.3, выполнить оценочный анализ усталости.

Если возникла необходимость в проведении анализа усталости, необходимо рассчитать переменные напряжения в соответствии с 13.1.3. Усталостное разрушение следует обсчитывать с использованием приложения B и оценочных критериев, приведенных в 13.1.4.

Ввиду простоты такого анализа его результаты могут лишь до некоторой степени использоваться для оценки срока службы. В то же время для получения более точных предсказаний относительно срока службы существуют более сложные методы, например метод конечных элементов.

Для узла с изолированными отверстиями диаметром, не превышающим 20 мм, усталостный анализ проводить необязательно.

13.1.2 Усталостная нагрузка

Целый ряд различных переходных процессов, таких как пуски котла и изменения его нагрузки в процессе эксплуатации, должны быть указаны заказчиком для производителя. Если таких указаний производителю не поступало, то котел проектируется и изготавливается в расчете на 2000 холодных пусков, и границы для усталостного разрушения задаются в соответствии с 13.1.4.

Во время эксплуатации узлы высокого давления подвергаются действию циклических или повторяющихся напряжений (см. рисунок B-1), вызванных переменными нагрузками, они действуют совместно в течение всего срока службы, что и приводит к усталостному растрескиванию. Усталость складывается из действий различных нагрузок, то есть от последовательности хорошо определенных нагрузок, которая может повторяться во время эксплуатации. Реальная оценка усталостных нагрузок — это ключ к расчету накопления усталости. Таким образом, рассмотрение нагрузок при оценке усталости должно обеспечивать получение верхней оценочной границы для переменных нагрузок, действующих на котел или на его узлы в течение всего времени службы.

Источники переменных нагрузок, действующих на котел или на его узлы, необходимо идентифицировать. Следует принимать во внимание все рабочие источники или источники из окружающей среды, которые могут воздействовать на котел при всех мыслимых вариантах его использования и на протяжении всего срока службы.

Примерами источников таких нагрузок могут быть:

a) колебания давления (в том числе и во время испытаний);

b) перепады температуры;

c) сопротивление расширению или сжатию при нормальных вариациях температуры;

d) усиленные вибрации;

e) вариации внешних нагрузок.

Действие усталостных нагрузок может быть представлено по истории нагружения, то есть по вариациям нагружения в данной точке котла при воздействии усталостных нагрузок (см. рисунок Б-3).

13.1.3 Расчет переменных напряжений

В 13.4 будет дан приближенный, но приемлемый способ расчета переменных напряжений, которые вызваны действиями давления и температуры в зонах перехода от цилиндра к цилиндру и от цилиндра к сфере. Напряжения, рассчитанные таким способом, можно использовать в приложении B даже без учета коэффициентов влияния надреза в B.5.

Если желательно выполнить более точный анализ, то необходим более подробный анализ напряжений.

13.1.4 Оценка усталости

Историю действия циклических нагрузок следует разбить на n1 циклов, в каждом из которых имеют место размах напряжений 2\sigma_{va1} , амплитуда напряжений \sigma_{v1} и эталонная температура t_{1}^{*} ; на n2 циклов, в каждом из которых имеют место размах напряжений 2\sigma_{va2} , амплитуда напряжений \sigma_{v2} и эталонная температура t_{2}^{*} , и так далее. По каждому набору данных n, \sigma_{v} , 2\sigma_{va} и t* следует применять приложение B, чтобы определить максимально допустимое количество циклов [N].

Накопление усталости надо оценивать с помощью гипотезы о линейном суммировании повреждаемости

\sum \frac{n_{k}}{[N]_{k}} = (\frac{n_{1}}{[N]_{1}} + \frac{n_{2}}{[N]_{2}} + ... + \frac{n_{k}}{[N]_{k}}). (13.1-1)

Эта сумма называется коэффициентом использования, и она не должна быть больше 1,0, если имеет место усталостная нагрузка. Если это не так и предполагаются 2000 холодных пусков, то коэффициент использования не должен быть больше 0,4.

13.2 Символы и аббревиатуры

В дополнение к символам, приведенным в таблице 4-1 ГОСТ Р ЕН 12952-1, можно использовать символы, приведенные ниже, в таблице 13.2-1.

Таблица 13.2-1

Символы

13.3.1 Общие положения

Усталостный анализ не требуется проводить для любых узлов, подпадающих под положения 13.3.2 и 13.3.3. Если внешние нагрузки таковы, что игнорировать их нельзя, положения 13.3.4 также должны быть удовлетворены.

13.3.2 Материалы

Усталостный анализ влияния температурных напряжений не требуется для таких сварных соединений, которые соединяют материалы с близкими коэффициентами расширения. Материалы могут считаться имеющими близкие коэффициенты расширения, если они подпадают под одно из следующих трех положений:

a) углеродистые или ферритные легированные стали (Cr < 3%);

b) высокохромистые стали;

c) аустенитные нержавеющие стали.

13.3.3 Незначительные внешние нагрузки

Если в более ранних экспериментах с подобными материалами, подобными формами и схожими рабочими условиями было продемонстрировано, что при заданных условиях действия нагрузки усталость будет незначительной, то никаких дальнейших расчетов не потребуется.

13.3.4 Значительные внешние нагрузки

Усталостный анализ не требуется, если режим действия нагрузки отвечает всем условиям от a) до f). Усталостный анализ не требуется также при нестандартных эксплуатационных режимах, при гидравлических испытаниях и т.п. Во всех случаях, кроме нижеперечисленных, усталостный анализ требуется:

a) узел был рассчитан под давление в соответствии с настоящим стандартом;

b) полное количество холодных пусков не превышает 3000. Иные пуски и изменения нагрузки, когда давление изменяется более чем на 50% от максимального рабочего давления, также должны считаться холодными;

c) полное количество пусков и изменений давления, при которых изменение давления не превышает 50% от максимального рабочего давления, не больше 10 000;

d) механические нагрузки на ответвление должны быть ограничены так, чтобы не было перейдено граничное значение параметра \xi . Граничное значение меньше 1, из этого следует требование, чтобы с необходимостью выполнялось уравнение

\xi = \frac{M}{[\sigma] \cdot \text{к}} , (13.3-1)

где \xi — это отношение полного напряжения, за исключением концентраций напряжений, вызванных механическими нагрузками, к величине 3[\sigma] ;

[\sigma] — допускаемое напряжение при температуре для расчетов, равной tc;

M — полный момент, приложенный к ответвлению, Н/мм;

к — вычисляется по формуле

\text{к} = (r_{mb})^{\frac{3}{2}} \cdot (r_{ms})^{-}^{\frac{1}{6}} \cdot (s_{ms})^{\frac{5}{3}} , (13.3-2)

где sms — средняя толщина основного корпуса, мм;

rmb — средний радиус ответвления, мм;

rms — средний радиус основного корпуса, мм;

e) разность температур между двумя близкими точками \Delta\Theta (см. рисунок 13.3-1) при переходном режиме по типу b), рассмотренном выше, и \Delta\Theta\prime при переходном режиме по типу c), рассмотренном выше, удовлетворяет соотношению

0,3 \cdot (\Delta\Theta)^{3} + (\Delta\Theta\prime)^{3}<B^{3}, (13.3-3)

где B — задается по рисунку 13.3-2 для углеродистых и ферритных сталей, по рисунку 13.3-3 - для аустенитных сталей, как функция от параметра внешней нагрузки \xi [см. перечисление d)], допускаемого напряжения [\sigma] и зависящего от температуры коэффициента \gamma .

Зависящий от температуры коэффициент \gamma определяется по рисунку 13.3-4, как функция от t*, эталонная температура дается в приложении B.

Разность температур следует рассчитывать в соответствии с 13.3.5.

Две точки считаются близко расположенными, если расстояние между ними не превышает 2 \cdot \sqrt{r \cdot s_{\text{сред}}} , где r — это средний, проведенный посередине толщины стенки радиус, а sсред — это средняя толщина стенки на участке между рассматриваемыми точками (см. рисунок 13.3-1);

f) разность температур, в градусах Кельвина, \Delta\Theta и \Delta\Theta\prime должна быть такой, чтобы

(13.3-4)

где [\sigma] — это допускаемое напряжение, МПа.

13.3.5 Разности температур при переходных режимах

Убедиться в справедливости применения правила отказа от усталостного анализа можно, рассчитав разность температур \Delta\Theta и \Delta\Theta\prime между двумя близкими точками, при этом:

a) разность температур должна быть максимальной величиной при следующих условиях:

• точки находятся в месте максимальной толщины стенки;
• точки находятся в зоне максимального изменения толщины стенки;

b) для других точек разность температур должна подчиняться соотношению

\Delta\Theta = min\{\Delta t_{\sigma} \cdot C_{\theta}; \frac{\Delta t_{\sigma}}{N_{F}} C_{v}\}, (13.3-5)

где \Delta t_{\sigma} — разность температур при режимах с максимальным и минимальным напряжением.

Если условия рассматриваются в месте максимальной толщины стенки, то считается, что sb/sa = 1 (см. рисунки 13.3-5 и 13.3-6).

\Theta_{1} и \Theta_{2} — это средние температуры по всей стенке;

Рисунок 13.3-1 — Определение \Delta\Theta

a) сварной шов с полным проваром;

b) сварной шов с неполным проваром

Рисунок 13.3-2 — Значения B для углеродистых или ферритных легированных сталей

a) сварной шов с полным проваром;

b) сварной шов с неполным проваром

Рисунок 13.3-3 — Значения B для аустенитных нержавеющих сталей

1 — углеродистые или ферритные легированные стали; 2 — аустенитные нержавеющие стали

Рисунок 13.3-4 — Зависящий от температуры коэффициент \gamma ( \gamma = 1 для температур меньших, чем 370 °C)

Рисунок 13.3-5 — Коэффициент C_{\Theta}

Рисунок 13.3-6 — Коэффициент Cv

13.4 Анализ напряжений для расчета усталости

13.4.1 Главные и эквивалентные напряжения

Напряжения на кромке отверстия в той точке, где соединяются оболочки — цилиндрическая с цилиндрической или цилиндрическая со сферической, — действуют по трем направлениям. Рассматриваемые циклические напряжения в этом месте должны также обусловливаться разностью температур и давлений. Если внешние силы и моменты значительны по величине, то необходимо рассчитать дополнительные напряжения в соответствии с [1]. Три главных напряжения вблизи отверстия, которые надо подставлять в уравнения (B-4) - (B-6), находятся из нижеследующих соотношений.

13.4.1.1 Главные и эквивалентные напряжения на кромках, расположенных в плоскости, проходящей через ось оболочки (продольные кромки)

\sigma_{1} = \sigma_{tg.p} + \sigma_{tg}; (13.4-11a)

\sigma_{2} = \sigma_{\text{рад}} = - p; (13.4-11b)

\sigma_{3} = \sigma_{ax} = - p, (13.4-11c)

где \sigma_{1} — напряжение, направленное по касательной к основному корпусу и по касательной к ответвлению, оно вызвано действием давления и разности температур по разные стороны стенки;

\sigma_{2} — напряжение, направленное радиально по отношению к основному корпусу, оно компенсирует давление рабочей среды изнутри основного корпуса;

\sigma_{3} — напряжение вдоль основного корпуса, оно компенсирует давление рабочей среды со стороны внутренней поверхности отверстия или ответвления.

Таким образом, три разности главных напряжений, которые надо подставлять в уравнения (B-4) - (B-6), должны быть равны:

\Delta\sigma_{12} = \sigma_{tg + p}; (13.4-1a)

\Delta\sigma_{23} = 0; (13.4-1b)

\Delta\sigma_{31} = - (\sigma_{tg + p}). (13.4-1c)

13.4.1.2 Главные и эквивалентные напряжения на кромках, расположенных в плоскости, перпендикулярной оси оболочки (поперечные кромки)

\sigma_{1} = \sigma_{axp} + \sigma_{axt} + \sigma_{axF}; (13.4-2a)

\sigma_{2} = \sigma_{\text{рад}} = - p; (13.4-2b)

\sigma_{3} = \sigma_{tg} = - p, (13.4-2c)

где \sigma_{1} — напряжение, направленное вдоль основного корпуса и по касательной к ответвлению, оно вызвано действием давления, разности температур по разные стороны стенки и возможными внешними механическими нагрузками;

\sigma_{2} — напряжение, направленное радиально по отношению к основному корпусу, оно компенсирует давление рабочей среды изнутри основного корпуса;

\sigma_{3} — напряжение вдоль по касательной к основному корпуса, оно компенсирует давление рабочей среды со стороны внутренней поверхности отверстия или ответвления.

Таким образом, три разности главных напряжений, которые надо подставлять в уравнения (B-4) - (B-6), должны быть равны:

\Delta\sigma_{12} = \sigma_{ax} + p; (13.4-3a)

\Delta\sigma_{23} = 0; (13.4-3b)

\Delta\sigma_{31} = - (\sigma_{ax} + p). (13.4-3c)

Рассматривая циклические операции с котлом, когда в течение некоторого времени имеют место изменения давления и температуры, приводящие к появлению напряжений в области отверстия, максимум которых равен \sigma_{12} , а минимум равен \sigma_{12} , имеем, что размах напряжений должен быть равным

2 \cdot \sigma_{va} = \Delta\sigma_{12} - \Delta\sigma_{12}. (13.4-3)

Если величины для \Delta\sigma_{12} рассчитывать с использованием коэффициентов концентраций, K_{\sigma} или Ksp, заданных в 13.4.5 либо выводимых расчетом конечных элементов, то никакого дальнейшего рассмотрения коэффициента концентрации, как то предлагается в приложении B, проводить не надо, так что в этом случае 2 \cdot \sigma_{v}\prime_{a} = 2 \cdot \sigma_{v} .

13.4.2 Эталонная температура цикла нагрузок

Расчет размаха допустимых напряжений в соответствии с приложением B и определение физических характеристик материалов в соответствии с приложением D должны вестись, исходя из того, что температура t* цикла нагрузок равна

t* = 0,75·tmax + 0,25·tmin, (13.4-4)

где tmax — это температура металла в тот момент, когда развиваются самые большие напряжения в цикле нагрузок, а tmin соответственно температура в момент самых малых напряжений.

13.4.3 Защита магнетитового слоя

Для узлов котлов, изготовленных из ферритной или мартенситной стали, которые постоянно или время от времени бывают заполнены водой и смесью воды и пара при нормальных рабочих условиях, слой из магнетита на внутренних поверхностях таких узлов должен быть защищен за счет соблюдения следующих дополнительных ограничений:

\sigma_{tg} \leq \sigma_{tgp0} + 200\text{Н}/\text{мм}^{2}, (13.4-5a)

\sigma_{tg} \geq \sigma_{tgp0} - 600\text{Н}/\text{мм}^{2}. (13.4-5b)

Примечание - Если допустить, что магнетитный слой образуется при рабочем режиме, t0, p0, то в слое при этих условиях не возникает никаких напряжений. Таким образом, в этом слое разовьются напряжения сжатия после остановки котла.

13.4.4 Допустимые напряжения на внутренних кромках отверстия

13.4.4.1 Допустимые окружные напряжения на продольных внутренних кромках отверстия

Циклические напряжения, величину которых можно получить из уравнения (13.4-3), не должны выходить из допустимого размаха циклических напряжений 2\sigma_{va}

\Delta\sigma_{v} \leq 2\sigma_{va}. (13.4-6a)

Допустимый размах циклических напряжений 2\sigma_{va} , который определяется по приложению B, должен быть равным размаху интенсивностей напряжений, определяемому с помощью теории сдвиговых напряжений. Размах окружных напряжений на продольной внутренней кромке отверстия при последовательных циклических нагрузках, возникающих при давлениях, изменяющихся в диапазоне от pmax до pmin, должен определяться из соотношения

\Delta\sigma_{tg} = 2 \cdot \sigma_{va} - (p_{max} - p_{min}). (13.4-7a)

Для второго главного напряжения это диапазон от (-p_max) до соответственно (-p_min).

13.4.4.2 Допустимые осевые напряжения на поперечных внутренних кромках отверстия

Циклические напряжения, величину которых можно получить из уравнения (13.4-3), не должны не выходить из допустимого размаха циклических напряжений 2\sigma_{va}

\Delta\sigma_{v} \leq 2\sigma_{va}. (13.4-6b)

Допустимый размах циклических напряжений 2\sigma_{va} , который определяется по приложению B, должен быть равным размаху интенсивностей напряжений, определяемому с помощью теории сдвиговых напряжений. Размах окружных напряжений на поперечной внутренней кромке отверстия при последовательных циклических нагрузках, возникающих при давлениях, изменяющихся в диапазоне от pmax до pmin, должен определяться из соотношения

\Delta\sigma_{ax} = 2 \cdot \sigma_{va} - (p_{max} - p_{min}). (13.4-7b)

Для второго главного напряжения это диапазон от (-p_max) до соответственно (-p_min).

13.4.5 Окружные напряжения от давления на внутренней кромке отверстия

13.4.5.1 Окружные напряжения на продольных внутренних кромках отверстия

Одна часть допустимого размаха окружных напряжений должна использоваться для размаха напряжений \Delta\sigma_{tg} , вызванных давлениями из диапазона для давлений. Тем не менее коэффициенты концентрации напряжений K_{\sigma} или Ksp на рисунках 13.4-5 и 13.4-7 относятся к эквивалентным напряжениям в средней части стенки. Поэтому окружные напряжения на внутренней кромке отверстия, вызванные давлением p, должны быть равны

(13.4-8a)

Если коэффициенты концентрации напряжений K_{\sigma} или Ksp не могут быть определены ни измерением, ни расчетами, то их значение надо определять по рисунку 13.4-5 для цилиндрических узлов или по рисунку 13.4-7 для сферических узлов. На рисунке 13.4-5 даны значения K_{\sigma} для приваренных штуцеров, как это показано на рисунке 13.4-3, где корень сварного шва выполняется по технологии дуговой сварки вольфрамом в среде инертного газа (ДВИ) либо корень сварного шва обрабатывается на станке или сошлифовывается до удаления остаточного зазора.

В том случае, если имеют место какие-либо отклонения, коэффициент концентрации напряжений следует скорректировать следующим образом:

a) K_{\sigma} можно уменьшить на 10%, если штуцер является сквозным и приваривается сварным швом с полным проплавлением основного материала, как показано на рисунке 13.4-1, или если штуцер является ковано-штампованным, как показано на рисунке 13.4-4; в любом случае узел не имеет остаточного зазора;

b) K_{\sigma} или Ksp надо увеличить на 10% для штампованных основных корпусов со штуцерами, которые приварены к фланцам, как показано на рисунке 13.4-4; корень сварного шва обрабатывается на станке или сошлифовывается до удаления остаточного зазора;

c) если корень шва невозможно обработать на станках или сошлифовать до удаления остаточного зазора, тогда толщина стенки smb штуцера, как на рисунке 13.4-5 или 13.4-7, соответственно должна быть уменьшена на величину этого зазора. Кроме того, определенные в связи с этим значения K_{\sigma} или Ksp надо увеличить на 60% (см. рисунок 13.4-3 c);

d) соединения с развальцованной трубой должны рассматриваться как отверстия без усиления (smb = 0 на рисунках 13.4-5 и 13.4-7). Если сварка ведется швом с уплотнением, то K_{\sigma} или Ksp надо увеличить на 10%.

Когда имеют место следующие соотношения для диаметров: dit/di > 0,5 и di > 300 мм или речь идет о коротких трубках или патрубках с диаметром dib > 120 мм, а напряжение текучести у основного корпуса больше, чем 355 Н/мм2 при 20 °C, то необходимо приваривать ответвление только швом с полным проваром, после чего корень шва обязательно надо обработать на станках или сошлифовать до устранения остаточного зазора в вершине разделки.

13.4.5.2 Осевые напряжения на поперечных внутренних кромках отверстия

Одна часть допустимого размаха окружных напряжений должна использоваться для размаха напряжений \Delta\sigma_{ax} , вызванных давлениями из диапазона для давлений. Тем не менее коэффициенты концентрации напряжений K_{\sigma} или Ksp на рисунках 13.4-5 и 13.4-7 относятся к эквивалентным напряжениям в средней части стенки. Поэтому осевые напряжения на внутренней кромке отверстия, вызванные давлением p, должны быть равны

(13.4-8b)

Все остальные соображения о корректировке коэффициентов концентрации, изложенные в 13.4.5.1, сохраняют свою силу при расчете осевых напряжений.

13.4.6 Напряжения в штуцерах, вызванные внешними силами и моментами

Другая часть допустимого размаха напряжений \Delta\sigma_{tg} должна содержать вариации напряжений \Delta\sigma_{tgF} , вызванных действием внешних сил и моментов на штуцер. Как правило, эти напряжения возникают на наружной поверхности штуцера и почти не сказываются на состоянии внутренней части отверстия.

13.4.7 Температурные напряжения

Окружные и осевые (главные) напряжения внутри отверстия, вызванные разностями температур по толщине стенки \Delta t , следует вычислять по следующей формуле

\sigma_{t} = K_{t} \frac{\alpha_{t} \cdot E}{1 - \mu} \cdot \Delta t, (13.4-9)

где ( \mu = 0,3 — коэффициент Пуассона;

Kt — можно взять с рисунка 14.4-8 либо вычислить расчетом.

Коэффициент линейного расширения \alpha_{t} и модуль упругости Et следует брать из приложения D.

Разность температур на толщине стенки \Delta t в уравнении (13.4-9) задается выражением

\Delta t = t_{m} - t_{i}, (13.4-10)

где tm — интегральное среднее значение температуры на стенке;

ti — температура на внутренней поверхности стенки.

Если температуру увеличить, то разность температур по толщине стенки должна быть \Delta t_{1}<0 , а при уменьшении температуры должно быть \Delta t_{2}>0 . Таким образом, в дополнение к напряжениям, вызванным давлениями из допустимого размаха, появляется размах температурных напряжений

\sigma_{t} = \frac{\alpha_{t} \cdot E_{t}}{1 - \mu} (\Delta t_{2} - \Delta t_{1}). (13.4-9a)

13.4.8 Верхний и нижний пределы для окружных напряжений на внутренней кромке отверстия

Полный допустимый размах окружных напряжений в соответствии с уравнением (13.4-7) с ограничениями в соответствии с уравнением (13.4-5), должен быть больше, чем циклический размах, зависящий только от давления. Разница вызвана наличием температурных напряжений:

• ниже \sigma_{tgpmin} — для возрастания температуры при низком уровне давления p_min;
• выше \sigma_{tgpmax} — для понижения температуры при высоком уровне давления p_max.

Максимальное допустимое значение для окружных напряжений на внутренней кромке отверстия:

a) для аустенитных материалов, соприкасающихся с водой или паром, или для других материалов, соприкасающихся только с паром,

\sigma_{tgmax} = \sigma_{tgpmax} + g_{sx}\sigma_{tgt}; (13.4-11a)

b) для ферритных и мартенситных материалов, соприкасающихся с водой,

(13.4-11b)

и допустимое минимальное значение для окружных напряжений на внутренней кромке отверстия;

c) для аустенитных материалов, соприкасающихся с водой или паром, или для других материалов, соприкасающихся только с паром,

\sigma_{tgmin} = \sigma_{tgpmax} - g_{s}\sigma_{tgt}; (13.4-11c)

d) для ферритных и мартенситных материалов, соприкасающихся с водой,

(13.4-11d)

Рисунок 13.4-1 — Усиление за счет пропускания штуцера насквозь и применения сварных швов с полным проплавлением основного материала

Рисунок 13.4-2 — Тройник, кованый из сплошного материала и впоследствии механически обработанный

a) по технологии дуговой сварки вольфрамом в среде инертного газа (ДВИ); b) по технологии обработки корня шва на станках или сошлифовывания

Рисунок 13.4-3 — Усиление за счет наваривания ответвлений

a) ковано-штампованный тройник; b) приваренный штуцер

Рисунок 13.4-4 — Усиление за счет приваривания ответвления к выпрессованному участку основного корпуса

Рисунок 13.4-5 — Коэффициент концентрации напряжений Kц для цилиндрических оболочек

a = \frac{d_{0}}{d_{i}} и K_{\text{ц}} = \frac{(a^{2} - 1) \cdot (3 \cdot a^{2} - 1) - 4 \cdot a^{4} \cdot lna}{8 \cdot (a^{2} - 1) \cdot (a - 1)^{2}}

Рисунок 13.4-6 — Коэффициент формы Kц для цилиндрических обечаек

Здесь:

0 <= gs <= 1 — коэффициент, который должен указывать разработчик, он указывает, какая доля диапазона напряжений \Delta\sigma_{tgt} приходится на температурные напряжения, причем в начале останова котла, когда давление находится на своем верхнем уровне pmax.

gs = 0 используется для полного диапазона температурных напряжений \Delta\sigma_{tgt} , вызванных возрастанием температуры при низком уровне давлений pmin.

gs = 0,2 разбивает диапазон \Delta\sigma_{tgt} таким образом, что 20% этого диапазона оказывается выше \Delta\sigma_{tgtpmax} для выключения при верхнем уровне давления pmax, а 80% этого диапазона относится к пуску при нижнем уровне давления pmin.

gs = 0,5 разбивает диапазон \Delta\sigma_{tgt} на две равные части таким образом, что 50% этого диапазона оказывается выше \Delta\sigma_{tgtpmax} для выключения при верхнем уровне давления pmax и 50% этого диапазона оказывается ниже \Delta\sigma_{tgtpmin} , что создает симметрию температурных напряжений при пуске и останове.

13.4.9 Допустимые разности температур по толщине стенки

Для того чтобы не выйти за допустимые пределы по полному напряжению в соответствии с 13.4.8, разность температур по толщине стенки \Delta t не должна превышать указываемые ниже пределы, которые являются функциями действительного давления p

(\sigma_{tgmin} - \sigma_{tgp})/F \leq \Delta t \leq (\sigma_{tgmax} - \sigma_{tgp})/F (13.4-12)

и

F = K_{t} \cdot \alpha_{t} \cdot E_{t}/(1 - \mu).

Таким образом, пределы будут такими:

• начало пуска

(p = p_{min}):\Delta t \geq (\sigma_{tgmin} - \Delta\sigma_{tgpmin})/F; (13.4-12a)

• завершение пуска

(p = p_{max}):\Delta t_{1}\prime \geq (\sigma_{tgmin} - \Delta\sigma_{tgpmax})/F; (13.4.12b)

• начало выключения

(p = p_{max}):\Delta t_{2} \geq (\sigma_{tgmax} - \Delta\sigma_{tgpmax})/F; (13.4.12c)

• завершение выключения

(p = p_{min}):\Delta t_{2}\prime \geq (\sigma_{tgmax} - \Delta\sigma_{min})/F. (13.4.12d)

Примечание - Разность температур \Delta t отрицательна, когда температура растет.

13.4.10 Допустимые перепады температуры

Точный расчет допустимого перепада температур требует проведения наблюдений за флуктуациями по давлению и температуре в рабочем режиме, как это описано в B.4. Сделав упрощающее предположение о квазистационарности рабочего режима, допустимый перепад температур для узлов цилиндрической формы можно рассчитать по соответствующей допустимой разности температур по толщине стенки по соотношению

v_{t} = \Delta t \cdot \frac{a}{K_{\text{ц}} \cdot s_{ms}^{2}} . (13.4-13)

Здесь \Delta t — это допустимая разность температур по толщине стенки, которая зависит от действующего давления, в соответствии с 13.4.9. Коэффициент формы Kц следует брать по рисунку 13.4-6 или получать расчетом.

Если узлы имеют сферическую форму, то Kц следует заменить на соответствующее значение Kсф по рисунку 13.4-9.

13.5 Пример расчетов

В приложении C содержатся примерные расчеты по усталостному анализу в соответствии с конструктивными требованиями по разделу 13 и приложением B. Эти примеры носят информативный характер.

В этих готовых примерах показаны разработанные процедуры расчетов для следующих параметров:

a) допустимого количества циклов нагрузки;

b) допустимого перепада температур.

V = \frac{d_{mb}}{d_{ms}} \sqrt{\frac{d_{m}}{2s_{ms}}}

a) Максимальные напряжения в сферической оболочке от внутреннего давления (штуцер приварен с одной стороны)

Рисунок 13.4-7, лист 1 — Коэффициент концентрации напряжений Kсф для сферических оболочек

V = \frac{d_{mb}}{d_{ms}} \sqrt{\frac{d_{m}}{2s_{ms}}}

b) Максимальные напряжения в сфере от внутреннего давления (штуцер пропущен насквозь)

Рисунок 13.4-7, лист 2

Рисунок 13.4-8, лист 1 — Коэффициент концентрации температурных напряжений Kt для цилиндрических и для сферических оболочек

z = \frac{d_{dm}}{d_{ms}} K_{t} = \{[2 - \frac{h + 2700}{h + 2700} z + \frac{h}{h + 1700} (exp(- 7z) - 1)]^{- 2} + 0,81z^{2}\}^{1/2}

Коэффициент теплопередачи h = 1000 W/m2K° — для пара; h = 3000 W/m2K° — для воды

1 — вода; 2 — пар

Рисунок 13.4-8, лист 2

a_{o} = \frac{d_{o}}{d_{i}} и \gamma_{\text{сф}} = - \frac{1}{3} [a_{o} + \frac{(a_{i} - 1)^{3}}{5(a_{o}^{3} - 1)}].

Рисунок 13.4-9 — Коэффициент формы Kсф для сферических оболочек

Приложение A (обязательное)

РАСЧЕТ ГИБОВ И КОЛЕН ТРУБ

A.1 Общие положения

Приложение A является дополнением к правилам расчета и должно использоваться только совместно с правилами расчета для труб в соответствии с разделом 11.

Эти правила расчета следует применять для расчета колен, например в дополнение к [6], а также для гнутых труб.

В этих правилах расчета заложено, что если внутреннее давление прикладывается в месте гиба трубы, то по внутреннему радиусу гиба развиваются более высокие напряжения (соответственно по внешнему радиусу гиба развиваются более низкие напряжения), нежели на прямом участке трубы с той же самой толщиной стенок. При этом следует принимать во внимание, что при гибке трубы даже без осевого поджатия толщина стенки внешней образующей гиба всегда ниже, а толщина стенки внутренней стороны гиба всегда выше толщины стенки прямой трубы, из которой изготовлен этот гиб. Во всех известных случаях превышение допустимых значений напряжений и соответственно нарушение целостности трубы в первую очередь наступает на внешней стороне гиба, если на процесс разрушения не оказывают влияние факторы, не связанные с гидравлическим давлением: например, коррозионное воздействие внутренней среды.

A.2 Символы и аббревиатуры

В дополнение к символам, приведенным в таблице 4-1 ГОСТ Р ЕН 12952-1, следует использовать символы, приведенные ниже, в таблице A.2-1.

Таблица A.2-1

Символы

A.3 Требуемая толщина стенки

Фактическая толщина стенки на внутреннем радиусе гиба составляет

sti' = srti + c1 + c2; (A-1)

на внешнем радиусе гиба

sto' = srto + c1 + c2. (A-2)

Для расчета напряжений в гибах труб в зонах с фактическими толщинами стенок s1 и s2, соответственно:

srti = s2 — c1 — c2; (A-3)

• при расчете напряжений на внутреннем радиусе гиба и

srto = s1 — c1 — c2 (A-4)

• при расчете напряжений на внешнем радиусе гиба.

Примечание - Если внутренний диаметр трубы равен номинальному диаметру и эту трубу изогнули, то после изгибания внешний диаметр d0 = di + 2sct прямой трубы.

Чтобы избежать резкого изменения толщины стенок или смещения по оси, в месте перехода от гибов, подготовленных для сварки, к прямому участку трубы снимают фаску, ее в расчетах учитывать не обязательно.

A.4 Расчеты

A.4.1 Расчет толщины стенки

A.4.1.1 Толщина стенки по внутреннему радиусу гиба без прибавок и с минимальным требуемым увеличением толщины должна рассчитываться по формуле

srti = srt·Bi; (A-5)

a) при расчете гибов труб с номинальным внутренним диаметром, используя srt, в соответствии с уравнением (11.2-5), и коэффициент

B_{i} = \frac{s_{rti}}{s_{rt}} = \frac{r}{s_{rt}} - \frac{d_{i}}{2 \cdot s_{rt}} - \sqrt{(\frac{r}{s_{rt}} - \frac{d_{i}}{2 \cdot s_{rt}})^{2} - 2 \cdot \frac{r}{s_{rt}} + \frac{d_{i}}{2 \cdot s_{rt}}} . (A-6)

Коэффициент Bi как функция r/di находится по рисунку A-2;

b) при расчете гибов труб с номинальным наружным диаметром, используя srt, в соответствии с уравнением (11.2-3) и коэффициент

B_{i} = \frac{s_{rt0}}{s_{rt}} = \frac{d_{0}}{2 \cdot s_{rt}} + \frac{r}{s_{rt}} - (\frac{d_{0}}{2 \cdot s_{rt}} + \frac{r}{s_{rt}} - 1) \cdot \sqrt{\frac{(\frac{r}{s_{rt}})^{2} - (\frac{d_{0}}{2 \cdot s_{rt}})2}{(\frac{r}{s_{rt}})^{2} - \frac{d_{0}}{2 \cdot s_{rt}} \cdot (\frac{d_{0}}{2 \cdot s_{rt}} - 1)}} . (A-7)

Так как радиус гиба rb принято указывать вместе с d0, в этом случае следует использовать:

\frac{r}{s_{rt}} = \sqrt{\frac{1}{2} [(\frac{d_{0}}{2s_{rt}})^{2} + (\frac{r_{b}}{s_{rt}})^{2}] + \sqrt{\frac{1}{4} [(\frac{d_{0}}{2s_{rt}})^{2} + (\frac{r_{b}}{s_{rt}})^{2}]^{2} - \frac{d_{0}}{2s_{rt}} (\frac{d_{0}}{2s_{rt}} - 1) \cdot (\frac{r_{b}}{s_{rt}})2}} . (A-8)

Коэффициент Bo как функция rb/d0 представлен на рисунке A-3.

Уравнения (A-6) и (A-7) будут только тогда давать идентичные результаты, когда

d0 = di + srti + srto (A-9)

r_{b} = r - \frac{1}{2} \cdot (s_{rti} + s_{rto}). (A-10)

A.4.1.2 Толщина стенки на внешней стороне гиба без прибавок и при допустимом максимальном утонении должна рассчитываться по формуле

srto = srt·Bo; (A-11)

a) для гибов труб с номинальным внутренним диаметром, используя srt, в соответствии с уравнением (11.2-5) и коэффициент

B_{\text{о}} = \frac{s_{rto}}{s_{rt}} = \sqrt{(\frac{r}{s_{rt}} + \frac{d_{i}}{2 \cdot s_{rt}})^{2} + 2 \cdot \frac{r}{s_{rt}} + \frac{d_{i}}{s_{rt}}} - \frac{d_{i}}{2 \cdot s_{rt}} - \frac{r}{s_{rt}} . (A-12)

Коэффициент Bo как функцию r/di находят по рисунку A-4.

b) для гибов труб с номинальным наружным диаметром, используя srt, в соответствии с уравнением (11.2-3), и коэффициент

B_{\text{о}} = \frac{s_{rt0}}{s_{rt}} = \frac{d_{0}}{2 \cdot s_{rt}} - \frac{r}{s_{rt}} - (\frac{d_{0}}{2 \cdot s_{rt}} - \frac{r}{s_{rt}} - 1) \cdot \sqrt{\frac{(\frac{r}{s_{rt}})^{2} - (\frac{d_{0}}{2 \cdot s_{rt}})2}{(\frac{r}{s_{rt}})^{2} - \frac{d_{0}}{2 \cdot s_{rt}} \cdot (\frac{d_{0}}{2 \cdot s_{rt}} - 1)}} . (A-13)

Далее отношение r/srt следует вычислять по уравнению (A-8).

Коэффициент Bo как функция rb/d0 представлен на рисунке A-5.

Уравнения (A-12) и (A-13) будут только тогда давать идентичные результаты, когда для величин di, d0, r и rb будут выполняться соотношения (A-9) и (A-10).

A.4.1.3 Для колен с одинаковой толщиной стенок требуемая толщина должна задаваться соотношением

srti = srto = srt·B; (A-14)

a) для расчета гибов труб с номинальным внутренним диаметром, используют srt, в соответствии с уравнением (A-5), и коэффициент B = Bi в соответствии с уравнением (A-6) или по рисунку A-2;

b) для расчета гибов труб с номинальным наружным диаметром, используя srt, в соответствии с уравнением (A-6) и коэффициент

B = \frac{s_{rti}}{s_{rt}} = \frac{s_{rto}}{s_{rt}} - \frac{r_{b}}{s_{rt}} - \frac{d_{0}}{2 \cdot s_{rt}} + \sqrt{(\frac{d_{0}}{2 \cdot s_{rt}} - \frac{r_{b}}{s_{rt}})^{2} + 2 \cdot \frac{r_{b}}{s_{rt}} - \frac{d_{0}}{2 \cdot s_{rt}}} . (A-15)

Коэффициент B как функция rb/d0, представлен на рисунке A-6.

Уравнение (A-6) в связке с уравнением (A-14) только тогда будет давать результаты, идентичные результатам уравнения (A-15), когда

d0 = di + 2·srti (A-16)

и

rb = r. (A-17)

A.4.2 Расчет напряжений

A.4.2.1 Условие прочности на внутренней образующей гиба трубы:

a) при расчете гиба трубы с номинальным внутренним диаметром

\sigma_{ai} = \frac{p_{c} \cdot d_{i}}{2 \cdot s_{fti}} \cdot \frac{2 \cdot r - 0,5 \cdot d_{i}}{2 \cdot r - d_{i} - s_{rti}} + \frac{p_{c}}{2} \leq [\sigma]; (A-18)

b) при расчете гиба трубы с номинальным наружным диаметром

\sigma_{ai} = \frac{p_{c} \cdot (d_{0} - s_{rti} - s_{rto})}{2 \cdot s_{r}\prime_{ti}} \cdot \frac{2 \cdot r_{b} - 0,5 \cdot d_{0} + 1,5 \cdot s_{rti} - 0,5 \cdot s_{rto}}{2 \cdot r_{b} - d_{0} - s_{rti}} + \frac{p_{c}}{2} \leq [\sigma]. (A-19)

A.4.2.2 Условие прочности на наружной образующей гиба:

a) при расчете гиба трубы с номинальным внутренним диаметром

\sigma_{ai} = \frac{p_{c} \cdot d_{i}}{2 \cdot s_{rto}} \cdot \frac{2 \cdot r - 0,5 \cdot d_{i}}{2 \cdot r - d_{i} - s_{rto}} + \frac{p_{c}}{2} \leq [\sigma]; (A-20)

b) при расчете гиба трубы с номинальным наружным диаметром

\sigma_{ai} = \frac{p_{c} \cdot (d_{0} - s_{rti} - s_{rto})}{2 \cdot s_{rto}} \cdot \frac{2 \cdot r_{b} - 0,5 \cdot d_{0} + 0,5 \cdot s_{rti} - 1,5 \cdot s_{rto}}{2 \cdot r_{b} - d_{0} - s_{rto}} + \frac{p_{c}}{2} \leq [\sigma]. (A-21)

Рисунок A-1 — Обозначения, используемые при расчетах гибов труб

Рисунок A-2 — Расчетный коэффициент Bi для внутренней образующей гиба трубы с номинальным внутренним диаметром

Рисунок A-3 — Расчетный коэффициент Bi для внутренней образующей гиба трубы с номинальным наружным диаметром

Рисунок A-4 — Расчетный коэффициент Bo для наружной образующей гиба трубы с номинальным внутренним диаметром

Рисунок A-5 — Расчетный коэффициент Bo для наружной образующей гиба трубы с номинальным наружным диаметром

Рисунок A-6 — Расчетный коэффициент B для расчета гибов со стенками равной толщины (srti = srto) труб с номинальным наружным диаметром

Приложение B (обязательное)

УСТАЛОСТНОЕ РАСТРЕСКИВАНИЕ — РАСЧЕТ ДОПУСКАЕМЫХ ПЕРЕМЕННЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

B.1 Общие положения

B.1.1 Правила для расчетов, представленные ниже, применимы для расчетов котельных узлов высокого давления, изготовленных из ферритных и аустенитных катаных или кованых сталей. Настоящие правила предназначены для расчета переменных напряжений <1>, которые возникают в наиболее напряженных точках, как следствие воздействия внутреннего давления и разности температур и/или, кроме того, воздействия внешних сил и моментов.

<1> Выражение «переменные напряжения» используется здесь в общем смысле и означает, что напряжения варьируются со временем независимо от величины и знака их среднего значения.

B.1.2 Настоящее приложение необходимо применять, если требуется, чтобы условия по 13.3 были удовлетворены.

B.1.3 Ввиду простоты настоящего анализа его результаты для определения срока службы следует воспринимать, как сделанные с запасом.

B.2 Условия

B.2.1 Для расчета переменных напряжений требуются сведения о режимах изменения напряжений и нагрузок (см. 13.3.4). Режимы приложения нагрузок к узлу должны быть определены для рабочего режима котла.

B.2.2 Напряжения или нагрузки, которые рассматриваются при анализе, следует определить заранее, либо экспериментальным путем, либо с помощью математических расчетов. Эти же напряжения должны участвовать и при проведении усталостного анализа, при этом надо четко разделять напряжения, действующие по одному направлению, по двум направлениям и по трем направлениям.

B.2.3 Указанный анализ надлежит использовать в математическом обеспечении установленной на котле автоматической системы технического диагностирования (АСТДК) в соответствии с ГОСТ Р 55682.4.

B.2.4 Выражение «зарождающаяся трещина» <2> используется в качестве критерия усталости, вызванной усталостными напряжениями.

<2> Выражение «зарождающаяся трещина» означает, что имеет место разделение материала, которое можно обнаружить оптическими средствами или методами неразрушающего контроля.

B.2.5 Наиболее критические характеристики для наиболее важного узла следует идентифицировать и анализировать. Размеры узла должны приниматься в пределах производственных допусков. Если эти размеры измерены на месте, то при расчетах следует использовать именно эти значения. Если таких данных измерений нет, то для расчетов можно воспользоваться усредненными размерами.

B.2.6 Для расчетов следует использовать так называемую эталонную температуру цикла, которая связана с циклом нагрузок и вычисляется по формуле

t^{*} = 0,75 \cdot t + t, (B-1)

где {}_{t = max}{_{t_{\sigma},t_{\sigma}}} ;

{}_{t = min}{_{t_{\sigma},t_{\sigma}}} .

Все зависящие от температуры переменные должны быть соотнесены с указанной циклической температурой t* при рассмотрении циклических нагрузок.

B.2.7 Теория максимальных сдвиговых напряжений должна использоваться при определении главной амплитуды циклических напряжений и средней величины циклических напряжений в соответствии с B.4.2.

B.2.8 Методика определения допустимой амплитуды напряжений или допустимого количества циклов нагрузок, которые могут иметь место при работе установки в рабочем режиме, по результатам испытаний на усталость на образцах должна в каждом отдельном случае определяться изготовителем. Он указывает сущность испытания, граничные условия, количество образцов, отбираемых для испытаний, и коэффициенты надежности [1].

B.3 Символы и аббревиатуры

В дополнение к символам таблицы 4-1 ГОСТ Р ЕН 12952-1, можно использовать символы, приведенные ниже, в таблице B.3-1.

Таблица B.3-1

Символы			Символ
Описание	Единица
EN	ГОСТ Р	Ck	Kk
Поправочный коэффициент для учета эффекта от рисок, оставшихся в результате грубой обработки поверхности или после сварки	-	C_{t*}	Kt
Поправочный коэффициент на влияние температуры		\overline{f_{v}}	\overline{\sigma_{v}}
Амплитуда циклических напряжений	Н/мм2	\overline{f_{v}^{*}}	\overline{\sigma_{v}^{*}}
Скорректированная амплитуда циклических напряжений	Н/мм2	2fa	2\sigma_{a}
Размах напряжений в прутковом образце без надрезов, в котором после определенного количества циклов приложения нагрузок n = NA появляется зарождающаяся трещина a и который используется как для проверки того, допустимы ли переменные напряжения в соответствии с настоящим приложением, так и для установления допустимого диапазона напряжений	Н/мм2	2fat*	2\sigma_{at*}
Эффективный основной размах напряжений при эталонной температуре t* > 100 °C	Н/мм2	2fa*	2\sigma_{a*}
Основной размах напряжений	Н/мм2	2fva	2\sigma_{va}
Размах циклических напряжений	Н/мм2	2fva*	2\sigma_{va*}
Скорректированный размах циклических напряжений	Н/мм2	N	N
Расчетное количество циклических нагрузок, которое ожидается в рабочем режиме		NA	NA
Количество нагрузочных циклов до появления зарождающейся трещины		Rm T/t*	Rm T/t*
Среднее напряжение ползучести за T-часов при эталонной температуре t*	Н/мм2	Rp 0,2 t*	Rp 0,2 t*
Предел ползучести или условный предел текучести (0,2%-й) при эталонной температуре t*	Н/мм2	Ss	ns
Коэффициент надежности для напряжений		SL	nL
Коэффициент надежности для циклических нагрузок		t*	t*
Эталонная температура для переменных нагрузок °C Значения надстрочных и подстрочных индексов: Надстрочная «шляпка» = максимальное значение, например \sigma . Надстрочная «обратная шляпка» = минимальное значение, например \sigma . Надстрочный штрих = среднее значение, например \overline{\sigma} . Подстрочные индексы k, i = нумерующие индексы, например nk, Ti.

^a См. B.2.4.

B.4 Размах циклических напряжений и амплитуда циклических напряжений для ситуации, когда напряжения развиваются вдоль одного направления и вдоль многих направлений

B.4.1 Общие положения

Для проведения эталонного анализа следует заранее определить размах циклических напряжений и соответствующую этому размаху амплитуду напряжений, которые развиваются при работе установки в рабочем режиме. Для решения этой задачи необходимо знать величину локальных напряжений для каждого расчетного момента времени на протяжении цикла действия нагрузки.

B.4.2 Напряжение, развивающееся вдоль одного направления

Если напряжение развивается вдоль одного направления, как это показано на рисунке B-1, то размах циклических напряжений 2\sigma_{va} следует определять с помощью соотношения, которое равно

2 \cdot \sigma_{va} = (\sigma - \sigma), (B-2)

а амплитуду напряжений — по формуле

\overline{\sigma_{v}} = \frac{1}{2} (\sigma - \sigma). (B-3)

Рисунок B-1 — Вариации напряжений при распространении напряжений вдоль одного направления (схематически)

B.4.3 Напряжения, развивающиеся вдоль нескольких направлений, при неизменности направлений развития главных напряжений

Для ситуации, когда напряжения развиваются вдоль трех направлений, как показано на графиках на рисунке B-2, вначале требуется определить вариации главных напряжений \sigma_{1} , \sigma_{2} , \sigma_{3} .

Затем следует найти значения изменений со временем разностей трех главных напряжений, для чего надо использовать следующие уравнения:

\Delta\sigma_{12} = \sigma_{1} - \sigma_{2}; (B-4)

\Delta\sigma_{23} = \sigma_{2} - \sigma_{3}; (B-5)

\Delta\sigma_{31} = \sigma_{3} - \sigma_{1}. (B-6)

Для каждого из трех изменений разностей главных напряжений надо найти максимальное и минимальное значения и использовать значки, обозначающие максимальное и минимальное значения. Размах циклических напряжений 2\sigma_{va} рассчитывается по уравнению (B-7), приведенному ниже (см. также рисунок B-3)

(B-7)

Амплитуда циклических напряжений \sigma_{v} , соответствующая размаху циклических напряжений 2 \cdot \sigma_{va} , является средним по упомянутым разностям главных напряжений, по которым также вычисляется размах циклических напряжений

\sigma_{v} = \frac{1}{2} \cdot (\Delta\sigma + \Delta\sigma). (B-8)

В ситуациях, когда направления, по которым развиваются главные напряжения, изменяются со временем, нужно обратить внимание на B.6.

Рисунок B-2 — Изменения напряжений при развитии их вдоль трех направлений, причем главные напряжения изменяются с разными фазами (схематично)

Рисунок B-3 — Изменения разностей главных напряжений, показанных на рисунке B-2, и амплитуда циклических напряжений 2\sigma_{va}

B.5 Поправочные множители для учета влияния качества отделки поверхности и свариваемых деталей

B.5.1 Размах циклических напряжений и амплитуду циклических напряжений в соответствии с B.4 следует несколько увеличить, чтобы учесть влияния надрезов (эффект микронадрезов), наличие которых зависит от состояния поверхности и сварных швов. При этом в любой ситуации определяющим фактором будет качество отделки, примененной при изготовлении. После внесения поправок размах циклических напряжений описывается следующим выражением

2\sigma_{va}^{*} = 2\sigma_{va} \cdot K_{k}, (B-9)

а амплитуда циклических напряжений

\sigma_{v}^{*} = \sigma_{v} \cdot K_{k}. (B-10)

Поправочный коэффициент Kk должен определяться по результатам усталостных испытаний либо определяться, как это принято, по своим составляющим (Kk0, Kk1, Kk2 или Kk3), о которых сказано в следующих подпунктах.

B.5.2 В случае гладких катаных поверхностей, обработанных в соответствии с требованиями по качеству и в соответствии с технологическими картами, например как это указано в [9], нужно использовать многомасштабный поправочный коэффициент Kk0, который определяется по рисунку B-4. Поправочный коэффициент Kk0 можно также вычислить по уравнению

Kk0 = 1 — 4,6·10-4·Rm + 2,3·10-4·Rm·lg NA <= 10-3·Rm. (B-11)

B.5.3 Kk0 = 1, если расчет ведется для поверхностей, не входящих в зону сварки узла, у которого глубина неровностей <1> Rz < 6 микрон, такого качества отделки можно добиться шлифовкой или обработкой на станках.

<1> Ориентировочные величины и экспериментальные значения для достижимой усредненной глубины неровностей Rz, в соответствии с [10], для различных способов производства специфицированы в [10].

B.5.4 Поверхностям в зоне, не входящей в зону сварки, у которых размах неровностей от пика до впадины Rz лежит в пределах от 6 до 50 микрон, можно сопоставить следующие значения <2> Kk0 = 1,3 для Rm = 1000 Н/мм2 и Kk0 = 1,1 для Rm = 400 Н/мм2.

<2> Промежуточные значения можно получить линейной интерполяцией.

B.5.5 В приводимых ниже таблицах B-1, B-2 и B-3 показаны сварные соединения, которые обычно применяются при изготовлении резервуаров высокого давления, и классифицированы по трем группам в зависимости от их «эффектов надреза», K1, K2 и K3.

Таблица B-1

Примеры конфигураций сварных соединений со слабыми эффектами надреза (группа K1)

N	Иллюстрация	Описание	Требование
1		Продольный или поперечный сварной шов при сваривании стенок одинаковой толщины	Вести сварку с обеих сторон
2		Продольный или поперечный шов при сварке стенок разной толщины	Вести сварку с обеих сторон
		-	Вести сварку с обеих сторон; кромки подрабатывать с обеих сторон одинаково
3		Приварка структурной технологической оснастки, не сообщающей дополнительных циклических нагрузок или моментов	Сварку выполнять швом с полным проваром с одной стороны или с обеих; внешний осмотр выполнять в соответствии с ГОСТ Р 55682.6, не допуская образования выпуклых или вогнутых сварных швов и избегая асимметрии
4		Приварка патрубка	Сварной шов под полную нагрузку (без остаточного зазора); патрубок подрабатывают на станках или зашлифовывают корень шва заподлицо
5		Патрубок подгоняется заподлицо или проходит насквозь	Сварной шов с полным проплавлением основного материала с одной стороны или с обеих сторон
6		Вваривание кольцевого фланца стыковым швом	Сварной шов с полным проплавлением основного материала с одной стороны или с обеих сторон

Таблица B-2

Примеры конфигураций сварных соединений с умеренными эффектами надреза (группа K2)

N	Иллюстрация	Описание	Требование
1		Продольный или поперечный сварной шов при сваривании стенок одинаковой толщины	Вести сварку с обеих сторон; если сварка будет выполнена одинаково с обеих сторон, то это будет соответствовать группе K1
2		Продольный или поперечный шов при сварке стенок разной толщины	Вести сварку с обеих сторон
		-	Вести сварку с обеих сторон; кромки подрабатывать с обеих сторон одинаково
3		Приваривание структурной технологической оснастки, не сообщающей дополнительных циклических нагрузок или моментов	Сварку выполнять швом не с полным проваром с обеих сторон; внешний осмотр выполнять в соответствии с ГОСТ Р 55682.6, исключая образование выпуклых или вогнутых сварных швов и избегая асимметрии
4			Сварку выполнять швом с полным проваром с обеих сторон; внешний осмотр выполнять в соответствии с ГОСТ Р 55682.6, не допуская образования выпуклых или вогнутых сварных швов и избегая асимметрии
5		Приварка структурной технологической оснастки, сообщающей дополнительные циклические нагрузки или моменты; ребра жесткости	Сварку выполнять швом с полным проваром с обеих сторон; внешний осмотр выполнять в соответствии с ГОСТ Р 55682.6
6		Наваривание фланца	Сварные швы с обеих сторон в соответствии с ГОСТ Р 55682.6, приложение B

Таблица B-3

Примеры конфигураций сварных соединений с заметными эффектами надреза (группа K3)

N	Иллюстрация	Описание	Требование
1		Продольный или поперечный сварной шов при сваривании стенок неодинаковой толщины	Вести сварку с одной стороны или с обеих сторон
2		Приварка структурной технологической оснастки, не сообщающей дополнительных циклических нагрузок или моментов	Вести сварку с одной стороны или с обеих сторон (неполное проплавление)
3		Приварка структурной технологической оснастки, не сообщающей дополнительных циклических нагрузок или моментов; ребра жесткости	Вести сварку с обеих сторон (неполное проплавление)
4		Вваривание подушки	Вести сварку с обеих сторон (неполное проплавление)
5		Наваривание фланца	Сварные швы с обеих сторон в соответствии с ГОСТ Р 55682.5, приложение B (неполное проплавление)
6		Наваривание патрубка	Сваривание швом не под полную нагрузку
7		Вварка патрубка или варка штуцера насквозь	Сваривание швом не под полную нагрузку (неполное проплавление)

Соответствующие поправочные коэффициенты Kk1, Kk2 и Kk3 считывают по рисункам B-5 - B-7 или получают расчетом с использованием уравнений, приведенных в таблице B-4. Они охватывают ситуации, когда влияние оказывают как внутренние, так и внешние надрезы, и поэтому не возникнет необходимости как-то сочетать их с коэффициентом Kk0 для расчетов или поправок при расчете размаха циклических напряжений 2\sigma_{va} и амплитуды циклических напряжений \sigma_{v}^{*} в области сварки.

Поправочные коэффициенты Kk1 для патрубковых швов не годятся для учета концентраций напряжений вблизи кромки отверстия под патрубок.

B.5.6 Для продольных сварных швов и для кольцевых (по окружности) сварных швов на стенках элементов, подвергающихся давлению, как они показаны в таблице B-1, иллюстрация 1 и 2, которые станочным образом обработаны заподлицо с плитой на обеих сторонах, чтобы увеличить срок службы, поправочный коэффициент Kk1 можно уменьшить до значения Kk0, используя уравнение (B-1), убеждаемся в том, что необходимость проведения испытания методами неразрушающего контроля равна 100%.

B.5.7 Ситуации с поправочными коэффициентами, когда поверхность полируется, а сварные швы не захватываются полировкой, должна быть рассмотрена особо, на усмотрение личной квалификации изготовителя, именно он должен гарантировать безопасность и надежность парового котла.

Таблица B-4

Поправочные коэффициенты Kk для учета эффектов надреза, связанных с влиянием свариваемых деталей

Прочность на растяжение Rm (Н/мм2)

Сварное соединение

Соединения группы 1 (слабый эффект надреза) таблица Б-1	Соединения группы 1 (умеренный эффект надреза) таблица Б-2
Соединения группы 1 (заметный эффект надреза) таблица Б-3 Kk1
Kk2	Kk3	400	1,5 <= 0,19lgNa + 0,62 <= 1,8
	1,6 <= 0,21lgNa + 0,79 <= 2,1	1,8 <= 0,34lgNa + 0,66 <= 2,8	600
1,7 <= 0,40lgNa + 0,20 <= 2,7	1,9 <= 0,40lgNa + 0,60 <= 3,1	2,1 <= 0,56lgNa + 0,40 <= 4,0	800
1,8 <= 0,56lgNa — 0,12 <= 3,4	2,1 <= 0,56lgNa + 0,44 <= 4,0	-	1000
1,9 <= 0,70lgNa — 0,40 <= 4,0	2,5 <= 0,75lgNa + 0,25 <= 5,0	-
		Рисунок B-4 — Поправочный коэффициент Kk0 для учета влияния	надрезов на поверхности, обусловленных вторичной окалиной

Размерность NA и Rm — ньютон на квадратный миллиметр

Рисунок B-5 — Поправочный коэффициент Kk1 для учета эффекта надреза на сварном шве для группы K1

Размерность NA и Rm — ньютон на квадратный миллиметр

Рисунок B-6 — Поправочный коэффициент Kk2 для учета эффекта надреза на сварном шве для группы K2

Рисунок B-7 — Поправочный коэффициент Kk3 для учета эффекта надреза на сварном шве для группы K3

B.6 Диапазон определяющих напряжений

B.6.1 Общие положения

Основной размах напряжений 2\sigma_{a}^{*} для сравнения с размахом напряжений 2\sigma_{a}^{*} по рисунку B-9 вычисляется следующим образом:

B.6.1.1 Диапазон упругих деформаций

Если |\sigma_{v}^{*}| + 2\sigma_{va}^{*}/2 \leq R_{p0,2t*} , то размах напряжений 2\sigma_{a}^{*} надо определять, используя откорректированный размах эквивалентных напряжений 2\sigma_{va}^{*} и откорректированную амплитуду \sigma_{v}^{*} по размаху эквивалентных напряжений в уравнении

2\sigma_{a}^{*} = 2\sigma_{va}^{*}/(1 - (\sigma_{v}^{*}/R_{m})^{2}). (B-12)

Это уравнение учитывает модифицирующее воздействие амплитуды напряжений на усталостную прочность.

B.6.1.2 Диапазон частично неупругих деформаций

Если на протяжении цикла нагрузок максимальное напряжение

\sigma_{v}^{*} = K_{k} \cdot max(|\Delta\sigma_{12}|,|\Delta\sigma_{23}|,|\Delta\sigma_{31}|) (B-13)

превышает величину предела текучести Rp.0,2/t*, это означает, что если |\sigma_{a}^{*}| + 2\sigma_{va}^{*}/2>R_{p.0,2/t*} , но 2\sigma_{va}^{*}/2 \leq R_{p.0,2/t*} , то для расчета определяющего размаха напряжений 2\sigma_{a}^{*} требуется также уравнение (B-12). Однако в таком случае понижается величина амплитуды напряжений

\sigma_{vR}^{*} = R_{p.0,2/t*} - 2\sigma_{va}^{*}/2, (B-14)

и именно это значение следует использовать вместо \sigma_{v}^{*} .

B.6.1.3 Диапазон пластических деформаций

Если уточненные напряжения 2\sigma_{va}^{*} более чем вдвое превышают предел текучести (2 \cdot \sigma_{va}^{*}>2 \cdot R_{p.0,2t*}) , среднее напряжение следует принимать равным \sigma_{v} = 0 и определяющее напряжение 2\sigma_{a}^{*} принимать равным

2\sigma_{a}^{*} = (2\sigma_{va}^{*})^{2}/(2R_{p.0,2t*}). (B-15)

Уравнение B-15 не применяется, если циклические напряжения как возможный результат суммарной (упругой и пластической) деформации 2 \cdot \zeta_{\text{тот}} могут быть определены теоретически или экспериментально как 2 \cdot \sigma_{a}^{o} = 2 \cdot E \cdot \zeta_{\text{тот}} .

B.6.2 Корректирующий фактор

В ситуациях, когда температура цикла нагрузок t* > 100 °C, следует принимать во внимание уменьшение усталостной прочности, вызванное действием температуры, для этой цели служит поправочный коэффициент Kt*.

Что касается метода определения допустимого размаха напряжений для заранее известного количества приложений циклов нагрузки в соответствии с B.7, то в этой связи будет разумным преобразовать определяющий размах напряжений 2\sigma_{a} в соответствии с уравнениями (B-12) и (B-15) с помощью обратной величины 1/Kt* к действительному определяющему размаху напряжений 2\sigma_{a/t*} , таким образом, чтобы не возникала необходимость в построении диаграммы срока службы, которая дана для температуры t* = 100 °C.

Поправочный коэффициент Kt* получают по рисунку B-8 или же его надо вычислять для температуры, выходящей за диапазон температур 100 °C <= t* <= 600 °C с помощью следующих соотношений:

K = 1,03 — 1,5·10-4·t* — 1,5·10-6·t*2 (ферритные), (B-16)

K = 1,043 — 4,3·10-4·t* (аустенитные). (B-17)

Действительный определяющий размах напряжений 2\sigma_{at}^{*} получают по формуле

2\sigma_{at*}^{*} = \frac{2\sigma_{a}^{*}}{K_{t*}} . (B-18)

1 — аустенитная сталь; 2 — ферритная сталь

Рисунок B-8 — Поправочный коэффициент Kt*, учитывающий влияние температуры

B.7 Допустимый размах напряжений при известном заранее количестве циклов нагрузки

B.7.1 Если средние значения для размаха напряжений по рисунку B-9 определены из экспериментальных данных, они не включают в себя коэффициенты надежности. Для определения допустимого размаха напряжений необходимо использовать коэффициент надежности для напряжений ns = 1,5 и коэффициент надежности для циклов нагрузки nL = 10.

Зависимость, представленная кривой на рисунке B-9, должна описываться уравнением (B-19). Если количество циклов нагрузки предполагается бесконечным, то граница размаха напряжений сдвигается к значению, задаваемому формулой (B-20):

\sigma_{a} = 0,8 \cdot R_{m} + (173150 - 0,8 \cdot R_{m}) \cdot N_{A}^{- 0,347}. (B-19)

Для бесконечного количества циклов

\sigma_{a} = 0,8 \cdot R_{m}. (B-20)

B.7.2 Допустимый размах определяется по минимуму из размахов 2\sigma_{as}/n_{s} и 2\sigma_{al}

(B-21)

Для расчетного количества циклических нагрузок № размах напряжений 2\sigma_{as} определяют по рисунку B-9 или по уравнению (B-19), используя соотношение

NA = N, (B-22)

а размах напряжений 2\sigma_{al} надо определять по рисунку B-9 или уравнению (B-19) с помощью соотношения, которое равно

NA = nLN. (B-23)

Рисунок B-9 — Количество циклов нагрузки NA до появления трещин (среднее значение полосы разброса) как функция размаха напряжений для прутковых образцов без надрезов из высокотемпературной ферритной катаной или кованой стали при комнатной температуре и \sigma_{v} = 0

Приложение C (справочное)

ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА УСТАЛОСТНЫХ ЭФФЕКТОВ

C.1 Общие положения

В настоящем приложении приведены примеры расчета усталостных эффектов для оказания помощи разработчику. Для разъяснения положения настоящего стандарта на этих примерах продемонстрирована методика расчетов.

C.2 Расчет допустимого количества циклов нагрузки

C.2.1 В таблице C-1 представлен пример метода, в котором использованы уравнения раздела 13, приложения B и который предназначен для расчета допустимого количества циклов нагрузки для заданной геометрии узла и заданного перепада температур.

Таблица C-1

Расчет допустимого количества циклов нагрузки

Пример 1 — Расчет усталостной нагрузки, в соответствии с разделом 13 и приложением B: Расчет допустимого количества циклов нагрузки.

C.3.1 В таблице C-2 представлен пример расчета, в котором использованы уравнения раздела 13, приложения B и который предназначен для расчета допустимого перепада температур для заданной геометрии узла и требуемого количества циклов.

Таблица C-2

Расчет допустимого перепада температур

Пример 2 — Расчет усталостной нагрузки в соответствии с разделом 13 и приложением B: Расчет допустимого перепада температур.