空分装置中压蒸汽管道的设计修改稿

1、空分装置中压蒸汽管道的设计3 热应力分析与管道设计的优化通过对管道应力的分析，可以发现配管存在的问题，从而优化管道设计。下面介绍在设计汽轮机中压蒸汽管道时，怎样应用应力分析软件，对设计的管道进行应力分析，并调整管道走向，增加管系柔性，优化管道设计。管道的应力分析包括一次应力分析和二次应力分析。管道承受持续外载作用产生的应力为一次应力。管道由于热胀冷缩等二次应力荷载的作用而产生的应力为二次应力。一次应力通常用于计算安装载荷。本文重点分析二次应力。按照规定，管道的二次应力SE不得超过许用应力SA，即：SESA=1.25SC+0.25Sh式中：SC管子材料在20时的许用应力，MPa；Sh管子材料在设

2、计温度下的许用应力，MPa。对于选定的碳钢管道，在20时的许用应力SC为113.0MPa，在370时的许用应力Sh为92.0MPa，所以4.0MPa、370时，碳钢管道的许用应力SA164.25MPa。应力分析步骤：根据管道平面布置，从空分装置界区到汽轮机进口的蒸汽管道很长，先根据经验设置了5个固定点，将管道分为4部分，每2个固定点间为1段，再画出三维轴测应力分析图，用应力分析软件D0271计算，并将计算的二次应力SE与SA进行比较。如果管道的二次应力SE超过运行温度下碳钢管道的许用应力SA，则需重新调整管道走向。只有当SESA且管系对汽轮机管口的推力、力矩等小于汽轮机管口受力限定值（该值由汽

3、轮机厂商提供）时，管系和汽轮机才被认为是安全的。限于篇幅，本文重点分析汽轮机进口与其前一个固定点之间的管段。根据现场按管路最短方式布置，作出了汽轮机进口与前一个固定点之间的管段接点图，如图1，管道规格为168.3mm×11.0mm（公称直径DN150）。由汽轮机厂商提供的进汽管口受力限定值：进汽法兰最大允许位移为X=4.55mm，Y=0.65mm，Z=-4.1mm；最大允许力为：FX=-2.3kN，FY=5.5kN，FZ=4.5kN；最大允许力距为：MX=3.5kN·m，MY=1.6kN·m，MZ=1.6kN·m。 图1 优化前管道走向经过应力软件D02

4、71计算，管系两端点的力与力矩结果见表1。 表1 优化前管系端点力和力矩点北向力FN/N向上力FU/N东向力FE/N北向力矩 MN/N·M向上力矩 MU/N·M东向力矩 ME/N·M51157.-252.-1557. 503.6560.234.45-1157.1207.1557.-3888.-1870.-1691. 注：上表中点5为管道固定点；点45为汽轮机蒸汽管口。 各点的位移、力矩和二次应力结果见表2。 表2 优化前管系各点的位移、力矩和二次应力点北向力FN/N向上力FU/N东向力FE/N北向力矩 MN/N·M向上力矩 MU/N·M东向力矩

5、 ME/N·M应力 S/kPa50.000.000.00503.6560.234.32785.102.350.002.81-1010.-382234.5502.102.350.002.81-1010.-382234.5502.15A4.33 0.665.23-1034.-6364.234.32132.15A4.33 0.665.23-1034.-6364.234.52700.154.280.825.29-679.-6629.499.54579.20A4.121.22 5.07658.-6629. 1492.33997.20A4.121.22 5.07658.-6629. 1492.5

6、5758203.961.274.901014.-6273.1756.53846.252.360.002.131014.-945.1740.11079.252.360.002.131014.-945.1740.11079.30A0.74-1.67-1.011014.4429.-2429.25659.30A0.74-1.67-1.011014.4429.-2429.42084300.49-1.75-1.06 738.4521.-2705.43451.35-0.22-1.75-0.36-1063. 2795. -2705.2008240A-0.43-1.73-0.09-1753.2134.-2705

7、.19253.40A-0.43-1.73-0.09-1753.2134.-2705.3157740-0.52-1.61-0.01-1673.1870.-2440.28591.45-0.460.06-0.413888.1870.1691.23077.注：上表中“点”表示管系中管道的支撑点和转弯点，与图中标注的序号一致。 由上述结果得知，应力最大的点是20点（弯头），为55.758MPa，小于4.0MPa、370时碳钢的许用应力164.25Mpa(SA)，因此管道的热应力符合要求。但第45点汽轮机蒸汽进口力矩MX（3888N·m） 、MY（1870N·m）和Mz（1691N&#

8、183;m）均超过限定值，对汽轮机的安全运行构成威胁，因此对管道的走向须作调整。通常，降低刚度可以通过增加膨胀弯或波纹补偿器来实现，由于波纹补偿器价格较高，购买周期长，因此，设计优先选择利用膨胀弯作自然补偿。根据现场位置对图1的管道走向进行调整，通过增加弯头来改变管道的柔性，如图2，将管道自15点后向北走2000mm（通常10xDN），向上后再折回。与图1比较，增加了2个弯头。 图2 优化后管道走向用相同的应力软件计算，管系两端点的力与力矩结果见表3表3 优化后管系固定端点力和力矩点北向力FN/N向上力FU/N东向力FE/N北向力矩 MN/N·M向上力矩 MU/N·M东向力

9、矩 ME/N·M5663.22.-888. -43. 4538.-48.55-663.1211.888.-1047.-1510.-660.各点的位移、力矩和二次应力结果见表4。表4 优化后管系各点的位移、力矩和二次应力点北向力FN/N向上力FU/N东向力FE/N北向力矩 MN/N·M向上力矩 MU/N·M东向力矩 ME/N·M应力 S/kPa5 0.000.000.00-43.4538.-48.22604101.780.002.8187.557.-48.2871.101.780.002.8187.557.-48.2871.15A3.97 0.015.23

10、-422.-2875-48.14473.15A3.97 0.015.23-422.-2875-48.23738154.130.015.29-445.-3230.-25.26629.204.520.00 5.21-445. -3959. 56.19843.204.520.00 5.21-445. -3959. 56.19843.25A4.86-0.015.20-445-4600-2002303625A4.86-0.015.20-445-4600-20037781254.970.09 5.21-242.-4803.-129.39293.30A4.990.495.19 521.-4803.441.2

11、4158.30A4.990.495.19 521.-4803.441.39623.304.890.605.09724.-4600.673.38429.352.350.00 1.18724.215.2594.13457.352.350.00 1.18724.215.2594.13457.40A0.73-1.17-1.48724.3280.-1585.18496.40A0.73-1.17-1.48724.3280.-1585.30336.400.50-1.28-1.51447.3331.-1862.31383.45-0.14-1.59-0.81-13592341.-1862.16363.50A-0

12、.34-1.69-0.54-20511962.-1862.16906.50A-0.34-1.69-0.54-20511962.-1862.2772850-0.43-1.61-0.41-2125.1810-1710.26741.55-0.450.06-0.411047.1510.660.10921.注：上表中“点”表示管系中管道的支撑点和转弯点，与图中标注的序号一致。由表4结果得知，优化后管系中应力最大的点在30点（弯头），应力为39.623MPa，小于4.0MPa、370时碳钢的许用应力164.25MPa(SA)，因此管道的热应力符合要求。与图1计算结果比较，各点的二次应力均减小，管道的设计更

13、加优化。而且第55点汽轮机蒸汽进口的力和力矩均小于汽轮机管口限定值，达到管系和汽轮机安全设计要求。4 弹簧支吊架的设置通常，热力管道在下列情况下应选用可变弹簧支吊架。1) 由于管道在支撑点处有向上垂直位移，致使支架失去其承载功能，荷载的转移将造成邻近支架超过其承载能力，或造成管道跨距超过其最大允许值。2) 管道在支撑点处有向下的垂直位移，选用一般的刚性支架将阻挡管道的位移。3）选用的弹簧荷载变化率不大于25%。在图2中，根据管道热位移量和现场可以设置（支撑或焊接）弹簧支吊架的位置，确定在第45点处设置弹簧吊架，通过计算，该点承受的管道荷重、保温荷重和介质荷重共3283N（即工作荷载）。 第45点向下位移为15.9mm，按可变弹簧支吊架选用说明CD42B5-89所列弹簧类型，选择弹簧VS30B9，弹簧刚度为49.0N/mm。其安装载荷=工作荷载位移量×弹簧刚