空冷汽輪機排汽管道支吊架系統的設計

畢雪，段森

（哈爾濱汽輪機廠有限責任公司，哈爾濱 150046）

0 引言

采用空氣（風）帶走凝汽器廢熱的汽輪機稱為空冷汽輪機。汽輪機排汽由大口徑管道引至布置在汽輪機房外的體積龐大的空氣凝汽器，在那里被直接冷卻凝結成水[1]。該大口徑管道即為空冷汽輪機的排汽管道。排汽管道的設計主要有以下限制：1）由于排汽管道所連接的設備重要級別高，必須嚴格控制管道對設備的推力和力矩；2）空冷機組的汽輪機和空氣凝汽器分別布置于不同廠房中，低壓缸出口排汽裝置處于汽機房中較低的位置，空氣凝汽器又處于空冷房較高位置，導致排汽管道的空間限制較嚴格；3）汽輪機低壓缸由于尺寸較大，導致排汽口處汽缸膨脹量在水平和豎直方向較大，排汽管道必須合理吸收這些膨脹量；4）由于排汽管道布置在室外，除正常運行工況、冷態工況外，排汽管道還應具有能夠抵抗風載、地震等偶然工況的能力；5）汽機房和空冷房的基礎沉降不同，對排汽管道產生額外載荷；6）汽機房和空冷房偏擺不同，對管道產生額外載荷。對于這些因素，僅憑設計管道自身的結構和強度及走向，是很難滿足所有限制的。

支吊架是管道系統的重要組成部分，如果支吊架設計不當，不能承受管道重力等引起的載荷，將可能導致管道一次應力超標。另外，通過支吊架的設置還可以對管系的變形加以控制，從而減小管道的二次應力和管道對設備的推力，保證管道與設備的正常運行[2]。因此，必須要將管道的設計與支吊架的設計結合在一起，才能真正實現排汽管道的合理性。本文以某660 MW空冷機組排汽管道為例，詳述支吊架系統的設計。

1 排汽管道的概況

該機組空冷排汽管道的結構為：低壓缸排汽豎直向下進入排汽裝置，經排汽裝置的壓力平衡式膨脹節轉為水平方向，經過三通變為水平母管，母管上接若干豎直向上分支管，各分支采用壓力平衡式膨脹節水平接至空氣凝汽器入口管。主體分為沿X向的管Ⅰ、沿Y向的管Ⅱ和各分支管。低壓缸排汽側管段（管Ⅰ）位于汽機廠房內，空冷凝汽器側管段（管Ⅱ和各分支管）位于空冷廠房內，分界大致在管Ⅰ和管Ⅱ的相交處。

低壓缸排汽側管道直徑為φ8550 mm，凝汽器入口側管道直徑φ3020 mm，管道材質為Q235B碳鋼焊接管。基本工況為運行工況（溫度為63 ℃，壓力為-0.1 MPa）、極限工況（溫度為120 ℃，壓力為0.045 MPa）和冬季工況（溫度為-29 ℃，壓力為-0.1 MPa）。管系的整體走向及結構如圖1所示。

圖1 空冷排汽管道典型結構

2 支吊架系統的設計目的

排汽管道設計合理的校核標準為應力和端口推力在允許范圍內，最根本的還是控制和吸收熱脹冷縮。在汽輪機設計時，為保證機組的動靜間隙和對中，設置了滑銷系統。其主要作用是維持靜子和靜子間嚴格的相對位置和維持靜子與轉子中心線的一致，使靜子和轉子按規定方向自由熱膨脹（或冷收縮）通暢無滯阻、無卡澀。其設計要求為合理布置滑銷，正確選擇熱膨脹的絕對死點和相對死點，以及根據汽缸數確定絕對死點數[1]。類似于汽輪機的滑銷系統，管系也應設置滑銷系統，只是沒有汽輪機滑銷系統考慮動、靜部件之間相對脹差那么復雜。管系滑銷系統的目的應為：規定管系死點的位置和數量，控制管系按規定方向自由熱脹冷縮。

根據汽輪機死點的設計思路，靜子相對于機組基礎的絕對死點是靜子熱膨脹的起始點，即確定絕對死點位置就是確定各靜子部件膨脹方向，同理，管系的死點位置和數量也決定了管系的熱膨脹方向。而控制管系的死點和熱膨脹方向，需要依靠一系列各種類型的支吊架相互配合才能實現，因此管道支吊架系統的最終目的就是為了實現管系的滑銷系統。

3 死點的確定

為使管系自由地熱脹冷縮，應允許每根管道沿其軸向自由膨脹。根據本機組排汽管道的整體走向分析，管道的大部分走向為沿水平X向和Y向，最應解決的是水平方向的熱脹冷縮問題。因此可選定在管Ⅰ和管Ⅱ相交的位置設置1個死點，即點1（如圖2），這樣可使管Ⅰ以點1為死點向-X方向膨脹，管Ⅱ以點1為死點兩側分別向±Y向膨脹，且Ⅰ和Ⅱ兩根管互相不影響。

又由于低壓缸側的排汽管道端口是與低壓缸排汽口直接連接的，低壓缸排汽口以低壓缸死點為原點沿±X和±Y向外膨脹，且由于尺寸較大，其膨脹量也較大，此時管道不允許限制該膨脹量，必須盡可能跟隨低壓缸排汽口同步膨脹，所以可選定在管Ⅰ上對應低壓缸死點的位置設置1個死點，即點2（如圖2）。但此時管Ⅰ上出現2個死點，即點1和點2，其間的管道軸向膨脹量必須被吸收掉，并且由于低壓缸排汽口豎直向下的膨脹量也較大，在此位置設置一個合適的壓力平衡式膨脹節能夠同時吸收該兩方向的膨脹量。

空冷凝汽器側的管道端口是與空冷凝汽器接管水平連接的，凝汽器端口在不同工況下的膨脹量及變化較大，如正常運行工況為ΔX=-31 mm，最高運行溫度工況為ΔX=-64 mm，冬季工況為ΔX=22 mm，管道不允許限制這些沿分支管軸向的膨脹量，同時考慮到管Ⅱ沿其軸向的膨脹，在各分支管上設置的壓力平衡式膨脹節能夠同時吸收該兩方向的膨脹量。

至此，整個管系的死點及熱膨脹方向已確定，如圖2所示。

圖2 排汽管道的滑銷系統方案

4 支吊架的選擇

死點的位置和熱膨脹方向需使用各種類型的支吊架來最終實現。根據功能和用途，支吊架可劃分為承重支吊架、限制性支吊架和防振支吊架等3類[2]。因此，在進行支吊架的設計時應從承重、限位和防振這3個方面考慮。

圖3為排汽管道的支吊架方案圖。根據管道標準中對管道支吊架間距的規定計算出承重類支吊架的最大間距，結合管道上的三通、法蘭等存在集中荷載的情況及實際廠房空間和支吊架生根條件，為承重類支吊架定位，初步選擇為剛性支架，為P1、P3、P4、P5～P11。死點的位置應通過設置限制性支吊架來實現，原則上應在死點1和2的位置設置±X和±Y向限位支吊架，考慮管道實際安裝空間，減少過多支吊架的設置，可選擇將部分限位支吊架移至承重支吊架位置，因此選定P1、P3、P5、P7、P10既起支承作用又起限位作用，P2僅起限位作用，限位方向如箭頭所示。最終選定共11個支吊點，各點支吊架數量暫定為1。

圖3 排汽管道的支吊架方案圖

由于低壓缸排汽口存在較大的豎直向下熱膨脹量，因此管道也存在較大的豎直向下位移，即便選用了膨脹節吸收一部分位移，但此值仍較大，應將P1、P3、P4剛性支架改為彈簧支架。空冷凝汽器側的P6～P11支架生根于空冷廠房各立柱上，利用空冷島平臺懸挑設置，由于立柱之間存在不均勻沉降，導致P5～P11支座間實際存在不均勻沉降差，因此將P6～P11改為彈簧支架能消除此沉降對水平管的不利影響。由于該管系一部分在汽機廠房，一部分在空冷廠房，兩個廠房存在基礎沉降差，使用彈簧支架也能較好地吸收此沉降差。由以上情況可分析出，各工況管系端口的位移及支吊架各生根點處的位移也會存在差異，且差異較明顯，為使各支吊點在各工況承重相對穩定，將彈簧支架初選為恒力彈簧支架。由于該管系有一部分在汽機廠房，有一部分在空冷廠房，分界處在P4和P5之間，兩個廠房的偏擺值不同，P5處的Y向水平限位可以讓兩廠房之間的位移差通過膨脹節吸收掉。管系上設置的水平方向的限位支吊架還可以在風載、地震等偶然工況下起到防振作用。

5 校核分析

按目前的管道滑銷系統方案，使用CAESARII管道計算軟件對排汽管道進行分析計算，發現在滿足低壓缸排汽口允許的力和力矩的前提下，分配至各支吊點的載荷過大，有的點甚至達到了50～60 t。這導致了支吊架數量為1時對彈簧的條件過于苛刻，載荷過大，最終生根至廠房的基礎或立柱上時也較難實現，且由于管道口徑過大，使用1個彈簧支撐較不穩定，因此各承重支吊點改為由2個彈簧并聯支撐，這樣既能合理分配載荷又能使管系熱脹冷縮運動相對穩定。同理，限位類支吊點也采用2個限位并聯的方式。重新進行管道分析計算，改為2點并聯支撐和限位后，分配載荷相對合理，能夠給出合理的載荷值和冷熱態位移等參數進行支吊架的選型。

經最終校核計算，該排汽管道的一次應力不到40%，二次應力不到90%，地震工況最大應力不到45%，風載工況最大應力不到70%，汽輪機排汽口端口力和力矩在其允許范圍內。證實了管道滑銷系統的設計方法有效且合理。

6 結論

在設計支吊架系統時，首先應根據管道大體布置選出主要的熱脹冷縮方向，在位移較小的位置設置合適的死點，盡量使各方向管道的熱脹冷縮的相互影響降到最低；再根據實際情況確定是否還需設置其他死點，并重新核實熱脹冷縮是否受影響；確定管系滑銷系統方案；根據滑銷系統方案選擇合適的承重類、限位類、防振類支吊架；根據各工況的邊界條件選擇支吊架的詳細類型；最后用管道分析軟件進行最終計算校核。

本文針對空冷汽輪機排汽管道支吊架系統設計的問題，從使管道的應力和推力合理的角度出發，提出了能夠有效控制和吸收熱脹冷縮的管道滑銷系統的設計理念及方法。運用該方法，對某660 MW直接空冷汽輪機排汽管道支吊架系統進行了設計，得到了該管系最佳的滑銷系統布置方案。計算校核結果表明，應力和推力均在合理范圍內，且分配載荷也有利于支吊架的選型及生根的實現。

本文來源于實際的管道工程設計，說明本方法的有效性，管道滑銷系統的設計理念適用于各大類型管道支吊架系統的設計。