淺談熱電廠主蒸汽管道的冷緊設計

王林林

中國輕工業(yè)長沙工程有限公司設計四部熱力專業(yè)，中國·湖南 長沙 410114

熱電廠；主蒸汽管道；冷緊

1 引言

近年來，我司設計的造紙、化工等行業(yè)的自備熱電廠，從鍋爐過熱器出口至汽輪機主汽門進口的主蒸汽管道，大部分是高溫高壓參數(shù)（額定蒸汽壓力9.81MPa、額定蒸汽溫度540℃），個別改造項目為次高溫次高壓參數(shù)（額定蒸汽壓力5.3MPa、額定蒸汽溫度485℃）。鑒于主蒸汽管道系統(tǒng)蒸汽介質(zhì)高溫高壓的特點，我們在進行主蒸汽管道設計時，為了減少管道在工作狀態(tài)下對設備管口（特別是對汽機主汽門）及固定支架的推力和力矩時，通常對主蒸汽管道進行冷緊。

2 問題的提出

冷緊是指在安裝時使管系產(chǎn)生一個初始位移和初應力的一種方法，其目的是改善和平衡冷熱態(tài)時管道的受力狀況，降低初始熱態(tài)應力以及初始熱態(tài)管道對設備管口、固定支架的推力和力矩。冷緊可減少管系的局部過應變，但應力范圍并沒有改變。冷緊口位置的選擇應以熱脹應力和推力都降低為原則，應選擇在便于施工的地方，以及管系彎矩較小處。冷緊口位置是否合適，將影響整個管系的安全性，因此我們在設計時需要計算管道冷緊對設備管口或者固定支架產(chǎn)生的推力和力矩，論文即探討管道冷緊推力的計算方法，提出冷緊設計中應該注意的問題。

3 冷緊推力的計算

3.1 冷緊值的計算

冷緊比是指管道的冷緊值與管道的全位移量之比。冷緊比與管道工作溫度、管道材質(zhì)以及設備允許受力值有關。規(guī)范[1]規(guī)定“設計溫度在430℃及以上的管道宜進行冷緊，冷緊比不宜小于0.7。” 主要是考慮對于蠕變溫度或接近蠕變溫度(碳鋼為400℃、低合金鋼為450℃)下工作的管道，鋼材進人蠕變區(qū)，其蠕變率隨應力的降低而減少，故管道進行冷緊能減少蠕變率；對于工作溫度t ≤250℃管道，冷緊比宜取0.5；對于工作溫度250＜t＜430℃管道，冷緊比宜取0.6。

管道的熱膨脹量計算：

式中：L—計算管長，m;

α—管道的線膨脹系數(shù)，cm/(m.℃)；

t2—管內(nèi)介質(zhì)溫度，℃；

t1—管道安裝溫度，℃；

式中：β—冷緊比，根據(jù)管道介質(zhì)溫度選取。

通常我們設計的熱電廠主蒸汽管道，其冷緊只有一個方向，就是軸向冷緊。如管道沿坐標軸X、Y、Z 三個方向都有冷緊，且各個方向冷緊值不同時，每個方向的冷緊值應根據(jù)該方向的冷緊進行計算。對于垂直管段上的冷緊口，在管道設計時應按照管系柔性計算的結(jié)果，分別在圖上注明向上、向下和左右前后的方向及冷緊值，以免在施工中造成方向性的錯誤。對于向下的冷緊值，可采用放長支吊架拉桿的辦法。為此，支吊架拉桿的長度和絲扣的加工長度，都應考慮冷緊位移的可調(diào)幅度；對于水平管段上的冷緊口，由于局部水平位移比較大，設計、安裝時應使支吊架拉桿長度在冷熱態(tài)的偏斜角度均不超過允許值，以免對管系造成過大的水平分力。

3.2 冷緊推力的計算

當管道沿X、Y、Z 各方向采用相同的冷緊比時，在不計及持續(xù)外載的條件下，管道冷拉時，冷拉口施加一個外力會直接通過管道作用于固定點，此力及產(chǎn)生的力矩計算式如下：

在冷狀態(tài)下，

式中：R20—管道運行初期在冷狀態(tài)下對設備或端點的推力或力矩，N 或N·mm；

RE—計算端點對管道的熱脹作用力或力矩，N 或N·mm；按全補償值和鋼材在20℃時的彈性模量計算；

γ—冷緊比；

[σ]t—鋼材在設計溫度下的許用應力，MPa；

σE—熱脹應力范圍，MPa；

Et—鋼材在設計溫度下的彈性模量，kN/mm2；

E20—鋼材在20℃時的彈性模量，kN/mm2。

根據(jù)熱態(tài)下，管道對設備或者端點的推力或力矩公式：

當γ=0 時，即無冷緊，即

將（式1-6）代入（式1-4）中可得：

（式3）和（式7）中，[σ]t、Et、E20可通過查有關規(guī)范中的表格得知，γ 可通過計算求得，但是對于Rt和σE這兩個參數(shù)，通常我們只能按照有關規(guī)范通過復雜的計算求得，現(xiàn)在隨著應力計算軟件的應用，筆者認為可以按以下方法加以簡化。

目前，我們在進行主蒸汽管道應力計算時，采用的是CAESAR II 應力計算軟件，CAESAR II 沒有提供應變自均衡工況，需要人工計算此工況下的受力和力矩。CAESAR II 的SUS 工況對應初冷工況，OPE 工況對應初熱工況，EXP 工況對應純熱態(tài)工況（無自重），其中：

SUS 工況：W+P1+H

OPE 工況：W+D1+T1+ P1+H

EXP 工況：OPE-SUS= D1+T1

上式中，W 為自重；D1 為端點附加位移；T1 為熱脹；P1 為內(nèi)壓；H 為支吊架。因此，可認為EXP 工況Restraint Summary 計算出的端點推力和力矩即為純熱脹應變工況下的Rt。

對于σE熱脹應力范圍，取管系中危險斷面的應力值，即為二次應力值與許用值的百分比最大處，可認為CAESAR II的EXP 工況下的Stresses 報告中的Highest Stresses 就是危險斷面，其中Code Stress 的值即為σE。

4 工程實例

某鹽化技術(shù)改造項目，將原有的兩臺壓縮機由電動改為汽動，設置了兩臺額定功率為7.9MW 的背壓式汽輪機。主蒸汽系統(tǒng)包含熱電廠至鹽硝車間的廠區(qū)管線，總長度約500m。主汽汽源額定蒸汽壓力5.3MPa、額定蒸汽溫度485℃，為次高溫次高壓參數(shù)，汽機進口額定蒸汽壓力4.8+0.2-0.1MPa(a)，額定蒸汽溫度475+10-5℃；本項目主蒸汽管道共設置了5 處冷緊點，下面以某2 處冷緊點為例進行案例分析。

4.1 案例1

某段主蒸汽管道(Ф325×13)9#與27#固定支架之間設計了一個冷緊點（如圖1所示），圖中冷緊口處的前后管頭（按蒸汽流動方向分為前后管頭）為冷緊前錯開的相對位置，即軸向冷緊值385mm，管道坡度方向與蒸汽流動方向一致，其中9#、27#為固定支架，11#、14#、20#、25#支架為導向支架，其余支架為滑動支架或者彈簧支架。

熱膨脹量△L=14.454x10-4x 82 x（485-20）=55.11 cm

那么，冷緊值△L1=55.11x0.7=38.57cm，實際取385mm。

圖1 圖例

4.1.1 冷緊施工中出現(xiàn)的問題

現(xiàn)場安裝冷拉前，按設計要求預留了冷拉口，所有的固定支架、滑動支架、導向支架都已安裝完畢，采用卷揚機施加外力對管道進行冷拉。冷拉時，冷拉口前、后管頭分別向-Y軸、+Y 軸方向冷拉192.5mm，冷拉的過程中，發(fā)現(xiàn)10#～16#支架間的管道有逆時針(從10#往16#支架方向看)扭轉(zhuǎn)的現(xiàn)象，部分管道支架脫空旋轉(zhuǎn)，特別是14#導向支架旋轉(zhuǎn)明顯，而固定支架完好，具體如圖2至圖4所示。

圖2 冷拉后固定架完好

圖3 冷拉后14#導向支架旋轉(zhuǎn)脫空

圖4 9#～16#支架冷拉后整體情況

4.1.2 分析原因

因本案例中冷緊口位置與9#固定架之間的管道，由一個水平布置的Z 字型加一個垂直布置的Z 字型組成，管道冷拉時，這兩個Z 字型管道發(fā)生變形，冷拉力使得14#導向架產(chǎn)生一個逆時針(從10#往16#支架方向看)的扭矩，故管道產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)現(xiàn)象。此力矩Mx=Fx*H ≈4600*0.409 ≈1881N.m。

式中，F(xiàn)x 為冷拉時14#導向支架受到的徑向力；H 為導向支架的高度。

根據(jù)規(guī)范[2]第7.1.9 條“冷緊口的位置應設置在管系冷態(tài)彎矩較小且便于施工的地方?！北纠渚o口的位置設計在兩個連續(xù)的Z 字型布置管道段，剛好是冷態(tài)彎矩較大的地方，設計不太合理。

4.1.3 解決方案

首先，因管道在冷拉過程中發(fā)生了扭轉(zhuǎn)，我們要求施工單位對管道進行質(zhì)量檢查，如管道是否有裂紋等缺陷，質(zhì)量檢查合格后，再在以下幾個方案中選擇合適的方案進行施工。

方案一：可以考慮把冷緊口位置改至13#與14#支架之間布置，此位置位于11#與14#導向支架之間，且處于遠離Z 字型管道的水平管道段，管道冷緊還是軸向冷緊，管系冷態(tài)彎矩會比較小。

方案二：考慮本主蒸汽管道采用的是12Cr1MoVG 合金鋼，施工單位施工前按照安裝坡度放坡對管道已經(jīng)進行了配管，冷緊口已經(jīng)進行了預切割。如果更換冷緊口位置，必須對管道進行新的切割，這樣原有的冷緊口位置又要增加一段等同冷緊值長度的管道，相應的要增加兩道焊口。因此，我們考慮從改變導向支架的設計著手解決問題。如圖5所示，11#、14#、20#、25#導向支架原設計采用Z4.325H，由于導向板只有幾十毫米高，管道冷拉時產(chǎn)生的扭矩很容易將支座旋出導向板。如圖6所示，將兩塊導向板改為兩根20 槽鋼，槽鋼有200mm 高，相對于使用兩塊低的鋼板，受力要好 很多。

圖5

圖6

方案三：如圖7所示，將11#、14#、20#、25#導向支架Z4.325H 改為雙徑向限位支座XZ2.325H，支座每邊采用兩根垂直的20 槽鋼及兩根水平布置的20 槽鋼組合焊接在一起，此修改即能防止管道位移大導致支座滑落，又能承受冷拉時產(chǎn)生比較大的扭矩。但是本方案中，限位支座XZ2.325H 由于是合金鋼材質(zhì)，現(xiàn)場無法制作，需要重新向支吊架廠家訂貨，供貨期一個禮拜左右，業(yè)主認為此訂貨期不會影響整個項目的工期。

圖7

我們經(jīng)過與業(yè)主、施工單位商討，三方一致認為采用方案三比較穩(wěn)妥。事實證明，采用方案三修改管道支架后，管道再進行冷拉，未出現(xiàn)管道旋轉(zhuǎn)及支架滑脫現(xiàn)象，達到了預期的效果。

4.2 案例2

某段主蒸汽管道(Ф219×9)61#固定支架與汽輪機主蒸汽進口之間的管道上設置了一個冷緊點（如圖8所示），冷緊值84mm，62#、65#支架為滑動架，其他支架均為彈簧架。

圖8

汽機廠提供的主蒸汽接口的受力及力矩限值如表1所示：

表1 汽機主蒸汽接口受力及力矩限值

4.2.1 管道無冷緊時對汽機主蒸汽接口的受力分析

管道不設計冷緊時，采用CAESAR II 進行應力計算，各工況的力和力矩如表2所示：

表2 無冷緊時各工況下管道對汽機接口的推力和力矩

根據(jù)表2計算結(jié)果可知，管道在EXP 工況時，F(xiàn)y 和Mz超過了汽機廠對于汽機接口的受力和力矩限值。

4.2.2 管道冷緊后對汽機主蒸汽接口的受力分析

管道設計冷緊后，采用CAESAR II 進行應力計算，各工況的力和力矩如表3所示：

表3 有冷緊時各工況下管道對汽機接口的推力和力矩

下面進行應變自均衡工況計算，本案例中，管道冷拉時對汽機接口產(chǎn)生的力和力矩計算如下：

[σ]t=122.5 MPa，σE=281 MPa，Et=167 kN/mm2，E20=208 kN/mm2，γ=0.7，對于Rt而言，F(xiàn)x=-379N，F(xiàn)y=-1322N，F(xiàn)z=-890N，Mx=-354N.m，My=3300N.m，Mz=-4445 N.m

計算 R20=0.7x(-208/167)xRt=-0.87 Rt;

由此可知|R20|＞ |R201|，故按照R20進行力和力矩計算：

由以上計算結(jié)果分析可知，管道冷拉后，各工況下管道對汽機接口的推力和力矩均滿足汽機廠的要求。

5 結(jié)論及建議

冷緊口的位置應設置在管系冷態(tài)彎矩較小且便于施工的地方，對于冷緊后管道對汽輪機主蒸汽接口的推力和力矩，除了采用CAESAR II 進行應力計算外，建議按照論文所述的簡化計算方法進行應變自均衡工況下的冷緊推力計算，以確保汽輪機的安全性。冷緊口的冷拉就位不能使接口產(chǎn)生額外的扭轉(zhuǎn)或偏移，如冷緊口管段有導向支架，導向支架盡量不采用Z4，可采用限位支座XZ2 的型式[3]。

在任何情況下，冷緊前，彈簧支吊架的定位銷都不能取掉，冷緊時，彈簧架應該處于剛性架狀態(tài)。事實上，并非所有的高溫管道都應進行冷緊，如果管系計算熱膨脹量不大，或管系的布置相當柔軟，計算應力范圍低于工作溫度下的持久強度值，熱態(tài)初次啟動不會造成塑性屈服，或者說，管道一次應力不超過許用值，二次應力不超過熱脹許用應力范圍，管道則沒有必要進行冷緊。另外，熱電廠連接給水泵等轉(zhuǎn)動設備的管道，不應采用冷緊。原因一是由于施工誤差使得冷緊量難以控制；二是在管道安裝完成后要將管道法蘭與設備的連接法蘭拆開，以便檢查管道法蘭與設備法蘭的同軸度和平行度，如果管道采用了冷緊將無法進行這一檢查。另外，引用冷緊有效系數(shù)，這是考慮到冷緊施工的誤差。為了使計算偏于安全，對工作狀態(tài)的冷緊有效系數(shù)取2/3，但對冷狀態(tài)還是取1。

總之，熱電廠主蒸汽管道的冷緊很常見，設計過程中恰當?shù)氖褂美渚o可以增加管系的安全性，延長管道的使用壽命。同時，合理的冷緊施工技術(shù)也很重要。以上是筆者對冷緊設計的幾點看法，希望為今后類似的設計提供參考。