主蒸汽管道恒力彈簧吊架應力分析與疲勞壽命預估

魏紅明， 范佩佩， 魏 江， 薛康康， 宋戰兵， 李 根

(1. 中國大唐集團科學技術研究院西北所， 西安 710065;2. 西安交通大學 能源與動力工程學院， 西安 710049)

隨著新能源發電的并網，我國燃煤發電機組在電力行業的角色由承擔基本負荷向調峰逐漸轉變，導致大量機組頻繁運行于變負荷狀態，機組的安全運行問題變得尤為重要。在機組啟停和變負荷過程中，管道支吊架不僅承擔來自管道、流體的重力和溫度靜載荷，還承受流體沖擊產生動載荷，使得支吊架所受載荷偏離設計載荷，安全裕度降低，進而影響管道應力、設備接口的推力和推力矩，降低管道和設備的壽命。目前，許多學者對電廠管道在穩態和瞬態工況下的受力已經開展了廣泛研究，然而對電廠實際運行過程中支吊架安全狀態的研究則相對較少。

趙星海等[1-2]對火電廠蒸汽管道支吊架失效的原因進行了分析，提出了預防和控制蒸汽管道支吊架發生失效的建議；劉志華[3]根據新建機組調試過程支吊架失效方式，對電廠管道系統安全運行的影響進行了分析；鄭鋼[4]對電廠支吊架的選型和存在問題做了詳細分析；高曉頻等[5]對管道支吊架間距進行了研究，比較分析了不同支吊架間距下管道彎曲應力、彎曲撓度和固有頻率；李磊等[6]采用有限元方法對再熱蒸汽管道應力進行了分析，預測了應力集中部位，并與電測法測量結果進行了對比。目前對支吊架的研究多是針對具體機組從工程安裝和調整的角度進行分析，然而對于支吊架的變形和應力分布，以及疲勞壽命(即失效循環次數)預估的研究仍相對較少。

支吊架損壞可以分為兩種：一是由于局部存在應力集中超過材料強度，直接導致支吊架損壞；二是零件所承受的應力低于材料的屈服點，但交變應力作用下產生疲勞，達到疲勞極限后材料性能下降直至支吊架損壞。在支吊架實際運行中產生的損壞多屬于第二種。對支吊架的安全性進行研究不僅要避免局部應力峰值超出材料強度，而且要確定支吊架容易發生應力集中的部位，以利于安全監測支吊架。筆者采用有限元分析方法，針對主蒸汽管道的恒力彈簧吊架建立模型，研究吊架在不同軸向位移和偏轉角度下的應力集中位置，并進行疲勞壽命預估。

1 有限元模型

1.1 結構與網格劃分

以主蒸汽管道設計參數為基本工況，對恒力彈簧吊架進行模擬。由于彈簧模型的剛度系數、阻尼等數據難以獲取，且對吊架危險區域的應力集中影響不大，因此在結構上進行了簡化處理。模型只考慮到恒力彈簧下端的吊桿處，主要包括長管夾、環形耳子、吊桿等部件(見圖1)，網格劃分見圖2，規則區域以掃略法劃分網格，部分不規則區域采用自由劃分法劃分網格，經網格無關性驗證，最終選擇的網格單元數約為45萬。

圖1 吊架幾何模型圖

圖2 網格劃分示意圖

1.2 邊界條件

吊架約束方式和結構載荷見圖3。

圖3 吊架約束方式和結構載荷

A處施加重力加速度為9.8 m/s2、方向豎直向下，B處施加管道工作壓力為25.41 MPa、方向垂直于內壁面，C處施加固定約束，各桿件之間為綁定接觸方式。主蒸汽管道內工質溫度為576 ℃，內壁面為高壓水蒸氣強制對流傳熱，對流傳熱系數按經驗取為2 000 W/(m2·K)；外壁面為自然對流邊界條件，對流傳熱系數按經驗取為5 W/(m2·K)，環境溫度選取為22 ℃；管道端面與吊桿中心距離為1 000 mm。

1.3 材料性能

主蒸汽管道材料為P91鋼，吊架、螺栓和螺母等部件材料均為Q235B。P91鋼具有較高的耐高溫強度和較好的蠕變性能、抗腐蝕性能、抗氧化性能，與其他奧氏體鋼相比有較好的導熱性和較低的膨脹率。筆者取某一穩態工況與支吊架不受任何載荷工況(應力為0)時應力差的等效應力，等效應力的一半為確定疲勞壽命的應力幅。參考DL/T 654—2009 《火電機組壽命評估技術導則》，選擇P91鋼母材在575 ℃下的疲勞參數，其應力幅-疲勞壽命擬合公式為：

Δεt=0.002 29NF-0.062 5+1.098NF-0.788

(1)

式中：Δεt為應力幅；NF為疲勞壽命。

對應的P91鋼應力幅-疲勞壽命曲線見圖4。

圖4 P91鋼應力幅-疲勞壽命曲線

參考《機械工程材料性能數據手冊》，取Q235B鋼圓柱形缺口試樣的P-S-N曲線，即在存活率為99.9%時的應力幅-疲勞壽命曲線見圖5。

圖5 Q235B鋼應力幅-疲勞壽命曲線

2 應力與壽命分析

蒸汽管道在實際運行中，由于管系振動往往會引起軸向位移和角度偏轉，該作用會間接影響支吊架的移動和偏轉，從而嚴重影響支吊架與管道的強度。軸向位移LZ為管道一端沿管道軸線方向移動的距離；偏轉角度θ為以Y軸為轉動軸，管道在XZ平面轉動的角度；LX為MM1的距離(M為偏轉前的管道軸線與管道一端平面的交點，M1為偏轉后的管道軸線與偏轉前管道一端平面的交點)。軸向位移與偏轉角度示意圖見圖6。

圖6 軸向位移與偏轉角度示意圖

由文獻[7]、文獻[8]可知：蒸汽管道宏觀位移頻率低、幅度大，位移范圍可達50 cm，且蒸汽管道的位移方式主要為平移，旋轉的角度很小(最大角度不超過10°)。因此筆者著重考慮了軸向位移和偏轉角度增大過程中支吊架的應力和疲勞壽命的變化，并進行參數敏感性計算。

2.1 軸向位移影響

表1對比了不同軸向位移下吊架不同位置的最大等效應力和疲勞壽命(管夾下端螺栓、環形耳子處螺栓、吊桿、管道與管夾接觸區域分別為區域S1、S2、S3、S4)。

表1 軸向位移對疲勞壽命的影響

從表1可以看出環形耳子處螺栓和吊桿對軸向位移敏感性較強：軸向位移對環形耳子處螺栓的疲勞壽命影響最大，隨著位移的增大，疲勞壽命由108次降低至8.61×104次；對吊桿的影響次之，當軸向位移小于80 mm時，隨著位移增加等效應力逐漸增大但疲勞壽命保持在108次，當軸向位移大于80 mm后，疲勞壽命開始降低。另外，管夾下端螺栓的等效應力和疲勞壽命幾乎無變化，管道與管夾接觸區域的等效應力隨著軸向位移的增大存在小幅度升高的趨勢，說明軸向位移對這兩處的疲勞壽命幾乎無影響。

圖7、圖8為軸向位移為160 mm時的等效應力分布圖、Z方向位移圖。

圖7 吊架等效應力場分布

圖8 吊架Z方向位移圖

從圖7、圖8中可以看出：最大等效應力為498.3 MPa，發生在環形耳子的螺栓處，其他部位等效應力均小于300 MPa；吊架的軸向變形最大達206.7 mm，出現在管道右側，是軸向位移和管道自身受熱膨脹疊加所致。

2.2 偏轉角度影響

不同偏轉角度下應力集中區域的疲勞壽命見表2。

表2 偏轉角度對疲勞壽命的影響

由表2可知：偏轉角度對管道與管夾接觸區域的疲勞壽命影響最大，隨著角度的增大，該處等效應力持續升高，疲勞壽命由108次降低至1.79×104次；偏轉角度對環形耳子處螺栓的影響次之，當偏轉角度持續增大時，螺栓的疲勞壽命開始降低；偏轉角度對吊桿的疲勞壽命影響較小，當偏轉角度大于4.57°時疲勞壽命開始降低；此外，偏轉角度對管夾下端螺栓的等效應力和疲勞壽命幾乎無影響，說明該處對參數不敏感。

以偏轉角度5.71°(LX為100 mm)為例，圖9、圖10為吊架的等效應力圖和X方向位移圖。

從圖9、圖10中可以看出：絕大部分區域的等效應力在300 MPa以內，最大達591.7 MPa，出現在管道與管夾接觸區域，是由于偏轉過程中管道與管夾的相互作用造成；吊架的X方向位移圖呈對稱狀態，最大達101.7 mm，出現在管道兩

圖9 吊架等效應力分布

圖10 吊架X方向位移圖

側端面；由于管道兩側端面受位移約束，但管道同時受吊架限制，阻礙管道發生偏轉，因此考慮管道自身熱膨脹、重力、壓力等因素影響，X方向變形量略高于100 mm。

3 結語

筆者采用有限元方法，針對主蒸汽管道的吊架建立三維模型，研究吊架在不同軸向位移和偏轉角度下的應力集中位置，并對其疲勞壽命進行預估，具體結論如下：

(1) 吊架應力集中發生在管夾下端螺栓、環形耳子處螺栓、吊桿、管道與管夾接觸區域，其中在軸向位移為160 mm和偏轉角度為5.71°工況下，最大計算等效應力達498.3 MPa和591.7 MPa，分別位于環形耳子處螺栓和管道與管夾接觸區域。

(2) 對比疲勞壽命發現，軸向位移對環形耳子處螺栓的疲勞壽命影響最大，偏轉角度對管道與管夾接觸區域的疲勞壽命影響最大；軸向位移由0 mm向 160 mm變化時，環形耳子處螺栓疲勞壽命由108次降低到8.61×104次；偏轉角度由0°向5.71°變化時，管道與管夾接觸區域的疲勞壽命由108次降低到1.79×104次。