周 威

(中國五環(huán)工程有限公司，湖北 武漢 430223 )

熱力管道的熱效應會產生熱應力和熱位移，為避免管道的熱效應對管道和管廊結構產生破壞，必須設計補償結構來吸收熱位移，以減小應力。傳統(tǒng)項目中一般采用自然補償來吸收熱位移，但自然補償?shù)奈漳芰τ邢蓿芟底枇岛蜔釗p失大，固定支架處推力大。隨著石油化工項目規(guī)模日益擴大，全廠管廊上熱力管道口徑不斷增大、長度不斷增加，采用自然補償將大幅度提高項目投資和運行成本，尋求新的、更有效的補償方式顯得十分必要。

在熱力管道上安裝補償器是更有效解決熱力管道熱效應的途徑。在石油化工領域常用的補償器有套筒式補償器、波紋管補償器、球形補償器和旋轉補償器等。套筒式補償器必須與管道同軸布置，抗側向推力差，易泄漏，會產生盲板力，維護成本高[1]。波紋管補償器使用壽命短，抗側向扭矩和抗震效果差，補償能力欠佳[2]。球形補償器補償能力強，不會產生盲板力，但隨著運行時間積累，補償器密封圈易因磨損而發(fā)生泄漏[3]。旋轉補償器是一種新型補償器，具有補償能力強、布置形式靈活多樣、安全性能高和經(jīng)濟性好等特點，可以有效提高大型管廊上熱力管道的綜合性能。

1 旋轉補償器在管廊上的布置形式

旋轉補償器在管廊上的布置形式見圖1。

圖1 旋轉補償器在管廊上的布置形式(“X”代表固定支架)

1.1 雙“U”型布置

雙“U”型布置在大型管廊應用最為常見，由于大型石油化工全廠性管廊上管道數(shù)量眾多，管道在管廊上平行布置，不能輕易改變管道走向。該布置方式可以將多條平行布置的熱力管道集中套在一起布置旋轉補償器，在管廊立柱懸挑牛腿設固定支架，固定支架兩邊對稱布置兩對旋轉補償器，固定支架兩側的推力可以相互抵消。

1.2 “T”型布置

“T”型布置主要用于管廊母管抽頭的支管上，在熱力管道上，抽頭的支管會受到母管熱位移的影響，同時支管自身的熱位移也會對母管產生影響。為了減小母管和支管彼此之間的影響，可在支管抽頭拱起的立管上設一對旋轉補償器，吸收母管和支管自身的熱位移。

1.3 “Z”型布置

“Z”型布置主要用于改變管道在管廊上水平位置。管道向上拱起改變管道在管廊上的水平位置，在拱起的立管上布置一對旋轉補償器。該方式會將管道對稱布置，固定支架處推力較小。

1.4 “L”型布置

“L”型布置主要使用于管廊拐彎處，有兩種布置方式。當管廊拐彎處有較大的高差且足以布置2個旋轉補償器時，可在立管處分階梯布置2個旋轉補償器(見圖1“L”型(1))。當管廊拐彎處沒有高差或者高差較小時，在管廊拐彎處向上拱起，利用拱起的立管布置一對旋轉補償器(見圖1“L”型(2))。兩種方式都是通過一對旋轉補償器的轉動來吸收管道位移。

1.5 單“U”型布置

單“U”型布置主要用在管廊改變高差處，管道在變化高差時向一側水平伸出形成“U”型彎，在“U”型彎的兩臂上布置一對旋轉補償器。由于該布置方式管道需要在管廊里水平轉彎，會阻擋“U”型彎一側的管道，故其應用較少，多布置于管廊最外側的熱力管道上。

2 旋轉補償器轉動角度分析

由于雙“U”型布置方式在大型管廊上應用最為常見，故選取該布置方式分析旋轉補償器各參數(shù)對管道熱位移的影響。由于雙“U”型布置為對稱布置，可選取兩固定支架間單側“U”型管道模型進行分析，旋轉補償器的運動簡化模型見圖2。其中，L0為主管長度，ΔL為主管產生的熱位移，Y為主管產生的側向位移；L為兩旋轉補償器之間臂長，α為旋轉補償器轉動角度；u為懸挑牛腿固定架到補償器之間管道長度，由于該長度遠小于Lo，其產生的熱位移可以忽略不計。

圖2 雙“U”型布置旋轉補償器的運動簡化模型

根據(jù)管道的線性熱膨脹量可得主管熱位移：

ΔL=L0×ΔT×ε

(1)

式中，ΔT為溫度變化量； ε為管道熱膨脹系數(shù)。

根據(jù)圖2中幾何關系和式(1)可得：

(2)

(3)

由式(1)～(3)可以推出，當臂長L一定時，主管熱位移量ΔL越大，旋轉器的角度越大；當主管熱位移量ΔL一定時，減小旋轉補償器間的臂長L，補償器旋轉的角度α增大。雖然旋轉補償器的轉動角度增大，有利于提高其補償性能，但是旋轉補償器的轉動角度α越大，對主管的側向位移影響也越大，同時補償器自身的摩擦推力也更大。為了控制主管側向位移過大和減小補償器的摩擦推力，設計時需要限制旋轉角度α。一方面，通過控制主管熱位移量ΔL值，由于熱膨脹系數(shù)和溫差變化無法控制，只能通過控制主管長度L0來控制ΔL值；另一方面，適當增大臂長L值來控制轉動角度大小，但是臂長也不宜過大，因為臂長過大后，臂長自身的熱膨脹會引起主管側向位移迅速增大。一般旋轉補償器的轉動角度以不超過25°為宜。

3 旋轉補償器臂長及固定支架受力分析

管道固定支架軸向推力主要來自兩個方面：一是克服一對旋轉補償器轉動力矩產生的推力FM對固定支架所產生的推力F1；二是固定支架到補償器之間管道產生的摩擦力F2[4]。

根據(jù)圖3中的簡化模型和力學知識可得：

(4)

(5)

式中，Mk為旋轉補償器的轉動力矩，一般由廠家提供。

圖3 旋轉補償器的力學簡化模型

管道產生的摩擦力：

F2=μ×G

(6)

式中，μ為管托與管廊結構的摩擦系數(shù)，G為固定支架至旋轉補償器之間管道及附件、管道內介質等的重力。

固定支架的軸向推力：

(7)

根據(jù)式(7)可得，在旋轉補償器力矩一定的情況下，固定支架推力主要受主管長度、摩擦系數(shù)、轉動角度和旋轉補償器臂長等因素的影響。隨著主管長度增加、重力增大、管道產生的摩擦力增大，導致固定支架推力增大。降低管托和管廊之間摩擦系數(shù)可以降低固定支架推力，一般通過選用低摩擦管托或滾動管托來降低摩擦系數(shù)。隨著轉動角度增大，克服力矩產生的推力增大，傳遞至固定支架處推力增大。隨著旋轉補償器臂長增大，克服力矩產生的推力減小，引起固定支架處推力變小。通過控制主管長度和補償器轉動角度，可以有效降低固定支架推力，一般主管長度控制在200m左右，轉動角度不宜超過25°。

雖然增加旋轉補償器臂長可以降低固定支架的軸向推力，但是臂長不宜過長。一方面，補償器臂長過長，旋轉臂自身的熱膨脹會引起主管側向位移迅速增大；另一方面，補償器臂長過長對管廊空間需求越大，管廊成本增加。但過小的臂長是不允許的：第一，其他因素不變，臂長減小，旋轉角度增加，由式(7)可以看出，克服力矩產生的軸向推力迅速增大；第二，臂長過小，旋轉角度超過補償器允許的極限值，補償器旋轉時克服的摩擦反力迅速增大，旋轉補償器可能因發(fā)生卡塞而無法正常旋轉；再者，管廊上的旋轉補償器是成組集中布置的，臂長過小，旋轉補償器旋轉角度過大可能會導致旋轉補償器相互碰撞或卡死。所以，臂長的選取應恰當，廠家通常會根據(jù)主管的口徑給出旋轉臂長的推薦值，主管口徑越大，臂長推薦值也越大。

4 旋轉補償器管道支架設計分析

采用旋轉補償器的熱力管道支吊架與采用自然補償?shù)墓艿乐У跫茉谠O計方面有很多不同之處，在設計過程中需要注意下列問題。

(1)由于旋轉補償器補償能力很強，固定支架設置間距較大，導致管道的軸向位移比采用自然補償時顯著增大，為了避免較大的熱位移引起管托滑落，管托一般需要加長或者偏裝。管托的加長量和偏裝量根據(jù)管道支架點的熱位移量來確定，偏裝量一般為管道熱位移的一半，偏置方向與位移方向相反[5]。

(2)旋轉補償器在旋轉的過程中會產生側向位移，一般需要在成組布置的旋轉補償器附近的主管上設置導向支架，保證轉補償器能夠按照正確的方向旋轉。 但導向支架不能距離補償器太近，否則可能會導致補償器卡死。一般導向支架距離旋轉補償器的水平距離為10～20倍的管道公稱直徑。

(3)由于旋轉補償器與固定支架之間的距離較大，滑動管托與管廊之間累積的摩擦力較大，為有效降低摩擦力對固定支架推力的影響，可選用低摩擦系數(shù)管托，如滾動管托或在管托與管廊結構摩擦面采用不銹鋼板或聚四氟乙烯板等[6]。

5 結語

旋轉補償器在管廊上的布置形式靈活多樣，具有廣泛的適用性和較強的補償性能。旋轉補償器在熱力管道上的綜合性能受多方面因素影響。為平衡好旋轉補償器補償性能、固定支架推力、管道側向位移和管廊上安裝空間等因素之間的關系，需控制合適的轉動角度、旋轉臂長和主管長度。設計旋轉補償器管道支吊架時，需考慮固定支架間距大和管道位移量大等特點對支吊架設置的特殊要求。