王林林

中國輕工業(yè)長沙工程有限公司設(shè)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(shè)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(jī)主汽門進(jìn)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(diǎn)，我們在進(jìn)行主蒸汽管道設(shè)計時，為了減少管道在工作狀態(tài)下對設(shè)備管口（特別是對汽機(jī)主汽門）及固定支架的推力和力矩時，通常對主蒸汽管道進(jìn)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(yīng)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(yīng)力以及初始熱態(tài)管道對設(shè)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(yīng)變，但應(yīng)力范圍并沒有改變。冷緊口位置的選擇應(yīng)以熱脹應(yīng)力和推力都降低為原則，應(yīng)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(shè)計時需要計算管道冷緊對設(shè)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(shè)計中應(yīng)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(shè)備允許受力值有關(guān)。規(guī)范[1]規(guī)定“設(shè)計溫度在430℃及以上的管道宜進(jìn)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(jìn)人蠕變區(qū)，其蠕變率隨應(yīng)力的降低而減少，故管道進(jìn)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(shè)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(biāo)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(yīng)根據(jù)該方向的冷緊進(jìn)行計算。對于垂直管段上的冷緊口，在管道設(shè)計時應(yīng)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(yīng)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(shè)計、安裝時應(yīng)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(dāng)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(diǎn)，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(yùn)行初期在冷狀態(tài)下對設(shè)備或端點(diǎn)的推力或力矩，N 或N·mm；

RE—計算端點(diǎn)對管道的熱脹作用力或力矩，N 或N·mm；按全補(bǔ)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(shè)計溫度下的許用應(yīng)力，MPa；

σE—熱脹應(yīng)力范圍，MPa；

Et—鋼材在設(shè)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(shè)備或者端點(diǎn)的推力或力矩公式：

當(dāng)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(guān)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(guān)規(guī)范通過復(fù)雜的計算求得，現(xiàn)在隨著應(yīng)力計算軟件的應(yīng)用，筆者認(rèn)為可以按以下方法加以簡化。

目前，我們在進(jìn)行主蒸汽管道應(yīng)力計算時，采用的是CAESAR II 應(yīng)力計算軟件，CAESAR II 沒有提供應(yīng)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(yīng)初冷工況，OPE 工況對應(yīng)初熱工況，EXP 工況對應(yīng)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(diǎn)附加位移；T1 為熱脹；P1 為內(nèi)壓；H 為支吊架。因此，可認(rèn)為EXP 工況Restraint Summary 計算出的端點(diǎn)推力和力矩即為純熱脹應(yīng)變工況下的Rt。

對于σE熱脹應(yīng)力范圍，取管系中危險斷面的應(yīng)力值，即為二次應(yīng)力值與許用值的百分比最大處，可認(rèn)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(jī)由電動改為汽動，設(shè)置了兩臺額定功率為7.9MW 的背壓式汽輪機(jī)。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(jī)進(jìn)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(shè)置了5 處冷緊點(diǎn)，下面以某2 處冷緊點(diǎn)為例進(jìn)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(shè)計了一個冷緊點(diǎn)（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(dǎo)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(shè)計要求預(yù)留了冷拉口，所有的固定支架、滑動支架、導(dǎo)向支架都已安裝完畢，采用卷揚(yáng)機(jī)施加外力對管道進(jìn)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(dǎo)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(dǎo)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(dǎo)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(dǎo)向支架受到的徑向力；H 為導(dǎo)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(yīng)設(shè)置在管系冷態(tài)彎矩較小且便于施工的地方。”本冷緊口的位置設(shè)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(shè)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(jìn)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(jìn)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(dǎo)向支架之間，且處于遠(yuǎn)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(jìn)行了配管，冷緊口已經(jīng)進(jìn)行了預(yù)切割。如果更換冷緊口位置，必須對管道進(jìn)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(yīng)的要增加兩道焊口。因此，我們考慮從改變導(dǎo)向支架的設(shè)計著手解決問題。如圖5所示，11#、14#、20#、25#導(dǎo)向支架原設(shè)計采用Z4.325H，由于導(dǎo)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(dǎo)向板。如圖6所示，將兩塊導(dǎo)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(dǎo)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(dǎo)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(rèn)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(rèn)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(jìn)行冷拉，未出現(xiàn)管道旋轉(zhuǎn)及支架滑脫現(xiàn)象，達(dá)到了預(yù)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(jī)主蒸汽進(jìn)口之間的管道上設(shè)置了一個冷緊點(diǎn)（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(jī)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(jī)主蒸汽接口受力及力矩限值

4.2.1 管道無冷緊時對汽機(jī)主蒸汽接口的受力分析

管道不設(shè)計冷緊時，采用CAESAR II 進(jìn)行應(yīng)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(jī)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(jī)廠對于汽機(jī)接口的受力和力矩限值。

4.2.2 管道冷緊后對汽機(jī)主蒸汽接口的受力分析

管道設(shè)計冷緊后，采用CAESAR II 進(jìn)行應(yīng)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(jī)接口的推力和力矩

下面進(jìn)行應(yīng)變自均衡工況計算，本案例中，管道冷拉時對汽機(jī)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(jìn)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(jī)接口的推力和力矩均滿足汽機(jī)廠的要求。

5 結(jié)論及建議

冷緊口的位置應(yīng)設(shè)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(jī)主蒸汽接口的推力和力矩，除了采用CAESAR II 進(jìn)行應(yīng)力計算外，建議按照論文所述的簡化計算方法進(jìn)行應(yīng)變自均衡工況下的冷緊推力計算，以確保汽輪機(jī)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(dǎo)向支架，導(dǎo)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(yīng)該處于剛性架狀態(tài)。事實上，并非所有的高溫管道都應(yīng)進(jìn)行冷緊，如果管系計算熱膨脹量不大，或管系的布置相當(dāng)柔軟，計算應(yīng)力范圍低于工作溫度下的持久強(qiáng)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(yīng)力不超過許用值，二次應(yīng)力不超過熱脹許用應(yīng)力范圍，管道則沒有必要進(jìn)行冷緊。另外，熱電廠連接給水泵等轉(zhuǎn)動設(shè)備的管道，不應(yīng)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(shè)備的連接法蘭拆開，以便檢查管道法蘭與設(shè)備法蘭的同軸度和平行度，如果管道采用了冷緊將無法進(jìn)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(shè)計過程中恰當(dāng)?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(shè)計的幾點(diǎn)看法，希望為今后類似的設(shè)計提供參考。