煤氣余熱電廠主蒸汽系統(tǒng)管系設計分析

王 晨

(太原市熱力集團有限責任公司，山西 太原 030009)

1 概述

鋼鐵工業(yè)利用富裕煤氣余熱發(fā)電是我國節(jié)能中長期專項規(guī)劃中的重點領域之一。但由于煤氣燃料的特殊性，對蒸汽管道的設計提出了更高要求。在機組建設初期，蒸汽管道設計的可靠與否，不僅直接影響余熱鍋爐是否能夠安全運行，并且對整個余熱發(fā)電系統(tǒng)能否正常運轉至關重要[1-4]。

2 工程項目概況

某鋼鐵公司擬建設一座煤氣綜合利用電廠，將一座450 m3與一座550 m3高爐煉鐵所產(chǎn)生的高爐煤氣，除了供應高爐、煉鋼、軋鋼、石灰、燒結、球團用氣外，剩余1.05萬Nm3/h的高爐煤氣待綜合利用于發(fā)電；兩座60 t轉爐煉鋼，工藝生產(chǎn)中產(chǎn)生了大量的轉爐煤氣，約2.65萬Nm3/h，也全部用于發(fā)電。富裕的高爐煤氣量與轉爐煤氣量之和折算成熱量約220 GJ/h。

3 主汽系統(tǒng)管系設計

根據(jù)該項目機組的型式和參數(shù)，主蒸汽系統(tǒng)采用單元制系統(tǒng)，該系統(tǒng)簡單、管道短、閥門少、能降低大量的合金鋼材的耗用[5]，由于事故僅限于本單元內，生產(chǎn)安全可靠性高，維護工作量小。

3.1 設計參數(shù)選取

根據(jù)燃燒系統(tǒng)計算，當鍋爐給水溫度在215 ℃時，可產(chǎn)生的蒸汽量為75 t/h，故該項目配置1臺75 t/h高溫高壓余熱鍋爐，全廠按照純凝汽輪機設計，并且無熱負荷。

根據(jù)《火力發(fā)電廠汽水管道設計技術規(guī)定》鍋爐和汽輪機允許超壓5%運行，鍋爐正常運行時允許有5 ℃的溫度偏差。因此選取本工程鍋爐過熱器出口的設計壓力為9.81 MPa，設計溫度為545 ℃。

3.2 管系材料選取

從鍋爐過熱器出來的高溫高壓蒸汽需要進入主蒸汽管道，通過主蒸汽管道輸送到汽輪機做功，因此選用的主汽管道材料必須要具備很強的蠕變、持久強度，持久塑性和抗氧化性能，并且具備良好的組織穩(wěn)定性[6]。目前我國常用的合金鋼材有很多種，如表1所示。

表1 常用國產(chǎn)合金鋼材及其推薦使用溫度表

根據(jù)管道的設計壓力以及溫度，通過查找火力發(fā)電廠典型汽水管道設計手冊，并根據(jù)以往工程經(jīng)驗，該項目主蒸汽管道選用國產(chǎn)12Cr1MoV無縫鋼管，12Cr1MoV屬于珠光體熱強鋼，在580 ℃時，該材質的熱強性和抗氧化性能仍然很高，而且持久塑性，工藝性能和焊接性能也都非常高。

3.3 管道規(guī)格計算

3.3.1 管徑計算

考慮到鍋爐距離汽機房的位置較遠，如果主汽管徑選取的過小，則無法滿足汽輪機進口蒸汽參數(shù)的要求；如果主汽管徑選取的過大，即使能夠滿足汽輪機進口蒸汽參數(shù)的要求，但可能增大管線的熱損失，不僅會大幅度增大工程投資，而且投資的回收期也會變長。因此選取主蒸汽管道規(guī)格時不僅要考慮滿足設備安全運行的條件，而且還要盡可能的降低投資，提高機組運行經(jīng)濟性[7-8]。

根據(jù)DL/T 5054—1996火力發(fā)電廠汽水管道設計技術規(guī)定，主蒸汽管道管徑尺寸宜通過優(yōu)化計算確定。根據(jù)主蒸汽在主蒸汽管道的推薦流速為40 m/s～60 m/s，按下式計算。

內徑上限：

(1)

內徑下限：

(2)

本文取介質質量流量為75 t/h，介質比容0.035 85 m3/kg，介質流速為ω上=60 m/s，ω下=40 m/s，得到管子內徑上限為154 mm，下限為126 mm。得到管子內徑上限為154 mm,下限為126 mm。所以本項目管道可選取的公稱通徑有125 mm和150 mm。相對應得到兩種管道規(guī)格分別為φ168 mm×16 mm和φ194 mm×18 mm。

3.3.2 壁厚計算

按直管內徑確定管道的理論壁厚為：

(3)

管道計算壁厚公式為：

SC=Sm+C=Sm+ASm

(4)

其中，Sm為直管的最小壁厚，mm；Di為管道內徑,取用最大內徑，mm；Y為溫度對管道壁厚公式的修正系數(shù)，鐵素體鋼538 ℃及以上時Y取0.7；η為許用應力修正系數(shù)，無縫鋼管D取1.0；α為考慮腐蝕、磨損和機械強度要求的附加厚度，mm；C為直管壁厚負偏差的附加值；A為直管壁厚負偏差系數(shù)。

經(jīng)式(3)的計算得到管子理論壁厚為11.8 mm，按照《火力發(fā)電廠汽水管道設計技術規(guī)定》附錄B國產(chǎn)鋼管尺寸偏差的規(guī)定：當無縫鋼管壁厚不大于20 mm時，此管子壁厚負偏差百分數(shù)選取為-10%，直管壁厚負偏差系數(shù)A可從表2中得到。

表2 系數(shù)A與管子壁厚允許負偏差百分數(shù)的關系表

由式(4)得到管子計算壁厚為13.2 mm，按照《火力發(fā)電廠汽水管道零件及部件設計》(2000版)，本文選取的兩種管道規(guī)格的壁厚均滿足計算壁厚的要求，并滿足強度和主蒸汽流速規(guī)定的要求。在同一條管系上對上述兩種管道規(guī)格的管徑進行壓降計算，通過計算得到主汽管道規(guī)格為φ194 mm×18 mm的管道壓降遠遠小于主汽管道規(guī)格為φ168 mm×16 mm的管道壓降，由于該項目的煤氣余熱鍋爐出廠時，過熱器出口的管道規(guī)格為φ219 mm×20 mm，超出了根據(jù)推薦流速計算管子內徑的取值范圍。故本項目設計時選取的主汽管道規(guī)格為φ194 mm×18 mm。因此在設計時，為確保管道能夠安全運行，在對接處插入異徑管[9-10]。

3.3.3 保溫層厚度計算

由于主蒸汽管道內部所載介質溫度較高，與外界溫度相差很大，管道保溫結構外表面散熱是引起管道內部蒸汽溫度下降的主要原因，但如果保溫層厚度過厚，雖然保溫結構外表面溫度下降，但導致散熱面積增加，會造成投資成本的增加，經(jīng)濟效果微小。因此應根據(jù)用汽的溫度及保溫材料來選取合適的保溫厚度。

1)選擇保溫材料。根據(jù)選取依據(jù)及以往工程經(jīng)驗選擇硅酸鋁棉材料作為本項目高溫高壓主蒸汽管道保溫材料較為經(jīng)濟合理。

2)保溫層厚度。常規(guī)火力發(fā)電廠設計規(guī)定過熱器出口額定蒸汽溫度與汽輪機額定進汽溫度允許有5 ℃的溫降，因此本文在允許溫降的條件下計算保溫層厚度，本文選用硅酸鋁棉材料作為主蒸汽管道的保溫材料，則保溫層厚度可根據(jù)下列公式計算：

(5)

(6)

通過對公式中各數(shù)據(jù)的計算統(tǒng)計，得到保溫層厚度計算公式中所需數(shù)據(jù)的取值如表3所示。

表3 保溫層厚度計算公式中所需數(shù)據(jù)統(tǒng)計表

經(jīng)多次試算，得到管道的保溫層最小厚度δmin為130 mm。為了確保主蒸汽管道單位面積的散熱量不超過散熱損失，本文選取保溫層厚度δ為200 mm，計算實際溫降。通過查閱資料，計算得到的實際溫降為4.4 ℃，滿足汽水管道設計技術規(guī)定的溫差要求。因此本文選取此保溫層厚度具有一定的合理性。

3.4 管系支吊架設計

3.4.1 支吊架間距計算

在工程設計時應考慮管道支架的最大允許跨距，以確保管道的安全運行。在安全范圍內應盡量增大活動支架間的間距，進而降低蒸汽管線的投資費用。

1)根據(jù)強度條件，均布載荷的水平直管段最大允許支吊間距，可由式(7)計算：

(7)

2)根據(jù)剛度條件，均布載荷的水平直管段最大允許支吊間距，可由式(8)計算：

(8)

3)根據(jù)舊管規(guī)的規(guī)定，均布載荷的水平直管段最大允許支吊間距，可由式(9)計算：

(9)

本文取設計溫度下鋼材的彈性模數(shù)為157.5 kN/mm2，通過強度計算式 (7)、剛度計算式(8)、舊管規(guī)計算式(9)這三種方法計算得到水平管道支吊架最大間距分別為8 m，5.7 m，9.0 m。因此管道支架設計的最大間距應不大于5.7 m，以確保管道的安全運行。并且水平90°彎頭的兩端管道相鄰支吊架間的展開長度，不得超過水平管道最大允許支吊跨距的0.73倍。

3.4.2 支吊架型式選擇

在主蒸汽管道的敷設階段，每敷設一段距離后，必需設置1個支吊點來支撐包括保溫層、附件和管道自身等的重力，支吊位置的選擇，不僅需要根據(jù)管徑大小、管系路徑、閥門和管道附件的位置，以及支架可在鋼結構上生根的部位等因素來確定，同時還需要滿足管道最大允許跨度的要求，以確保管道運行的安全可靠[11-12]。

3.5 主汽管道模擬及應力計算

3.5.1 主汽管道模擬

根據(jù)項目具體情況，在滿足相關規(guī)范及設計原則的前提下，考慮現(xiàn)場廠房的布置及鍋爐與汽機兩大主機及其他輔機的布置，并且繞開輔機設備和過道的情況下，通過模擬確定了本項目的主蒸汽管道施工設計方案，如圖1所示。具體為在11號支架之后，管道繼續(xù)水平敷設至BC列外墻處，管道由19.5 m降至13.00 m，由于11號～9號支架之間距離較大，于立管17.5 m處設置了10號一彈簧吊架，根據(jù)廠房布置情況，9號～6號支架間的管道在管道夾層的內部布置，出BC列后進入汽機間，為了避開設備及方便管道的支吊，管道進行了沿墻布置，1號和3號支架在墻側梁上生根，通過吊架的形式對管道進行支吊，2號支架在柱側設置為導向支架。管道設置1號吊架后，接至汽輪機主汽進口。得到方案四的主蒸汽管道上架設的支吊架類型見表4。

表4 方案四主蒸汽管道架設的支吊架類型

3.5.2 主汽管道應力計算

本文采用AUTOPSA軟件對方案進行具體的應力計算，用計算結果來指導主汽管道的優(yōu)化。AUTOPSA輸出文件包括冷熱位移、支吊載荷、管系應力等計算結果，應力計算結果如表5～表7所示。

表5 最大應力值及節(jié)點號

表6 管道端點推力及推力矩(熱態(tài))

表7 彈簧支吊架節(jié)點熱位移及荷載表

4 結語

本文根據(jù)該鋼鐵公司煤氣的產(chǎn)生與利用情況，根據(jù)相關標準和規(guī)范，確定了主汽系統(tǒng)管系設計方案。但在實際過程中還存在很多問題，需要更深入的思考和解決。

1)本文主要考慮了管道的靜態(tài)分析，但是隨著生產(chǎn)規(guī)模的放大，火電廠單元機組的參數(shù)和容量不斷提高，各方面的條件也必然發(fā)生變化，汽水管道動態(tài)分析的作用也越來越重要，都需要在管道設計優(yōu)化工作中繼續(xù)探索和研究。

2)管道設計優(yōu)化時雖然考慮了支吊架結構尺寸，但是實際出廠的支吊架規(guī)格與原設計有一定的偏差。當機組運行時產(chǎn)生熱位移后，可能會造成管道上少數(shù)彈簧吊架碰撞管道保溫層、管部橫擔與鋼結構墻體發(fā)生碰撞等情況，也需要在今后的工程實踐中繼續(xù)摸索[13-15]。