電站高溫高壓管道限位間隙選取與優化設計

2025-03-12 00:00:00吳清亮

機電信息 2025年5期

摘要：對某1 000 MW等級燃煤機組主蒸汽管道部分管段發生膨脹異常問題的原因進行了分析，理論計算結果表明，限位裝置限位間隙預留不合適，導致限位點處限位管夾與限位框架卡死，水平接觸力、垂直方向摩擦力激增；在水平接觸力及垂直摩擦力的作用下，原徑向限位點演變為固定死點，進而導致附近管夾發生變形失效、限位點所在管段膨脹異常。應力計算結果表明，在限位裝置卡死后，管道二次應力激增。所用研究方法可為汽水管道限位裝置設計提供有益的借鑒和參考。

關鍵詞：高溫高壓管道；限位裝置；間隙；卡死；應力

中圖分類號：TM621" " 文獻標志碼：A" " 文章編號：1671-0797（2025）05-0034-05

DOI：10.19514/j.cnki.cn32-1628/tm.2025.05.009

1" " 背景介紹

支吊裝置是管道系統的重要組成部分，起著承受管道荷載、控制管道位移量的重要作用。支吊架配置（荷載、類型、位置）直接影響管系的應力分布和大小，其性能好壞、承載是否合理都直接影響管道的使用壽命及安全運行[1]。支吊架類型主要有：恒力彈簧吊架、變力彈簧吊架、剛性吊架、限位裝置、阻尼裝置等[2]。其中限位裝置起到控制管道姿態的關鍵作用，在各等級機組高溫高壓管道支吊系統中均有應用。近年來，因限位裝置限位間隙預留不合適導致鋼結構變形、管道膨脹異常問題的報道屢見不鮮（圖1），對火力發電廠安全生產構成挑戰[3-8]。

關于管道限位間隙問題，GB/T 17116.1—1997《管道支吊架第1部分：技術規范》[2]中規定：限位裝置和導向裝置的設計應保證管道在支吊點的預定約束方向相對固定，而在其他方向上能自由膨縮，并能承受作用于該裝置上的各種力、力矩及其他載荷；對于在管道徑向兩側約束的限位裝置和導向裝置，其冷態間隙還應計及管道徑向熱膨脹量。但該規程中并未明確指明管道徑向熱膨脹量所應計及的組成部分，各設計單位和設計人員對此未形成統一理解。本文針對某電廠1 000 MW等級燃煤機組主蒸汽管道膨脹異常問題，著重分析限位裝置間隙的選取邏輯及危害后果，研究成果可為汽水管道設計提供有益的借鑒和參考。

2" " 問題描述

某1 000 MW等級燃煤機組主蒸汽管道熱態時部分管段發生膨脹異常問題，主要表現為：機組運行期間立管限位管夾變形、管夾護圈開裂失效、恒力吊架位移指針處于冷態位置。膨脹異常管段支吊架狀態記錄如表1所示，支吊架存在的典型問題如圖2所示，主蒸汽管道及支吊架布置如圖3所示。

管道的膨脹狀態與管道的應力水平有直接關系，管道膨脹偏離設計狀態時會改變管道的應力分布狀態與管道端點的邊界狀態（推力及推力矩），造成管道焊縫開裂、端點設備異常，亦會對管道的疏水坡度造成影響，引發疏水不暢及熱疲勞等問題，故需對管道膨脹異常問題產生的原因及危害進行分析。

3" " 問題分析

圖3中所示主蒸汽管道#1144X向限位裝置熱態時兩側無可視限位間隙，冷態時限位裝置總限位間隙為4 mm，其設計尺寸如圖4所示。原設計中該支吊點處X方向的熱位移值為0，安裝圖紙中限位預留間隙為兩側各2 mm，總限位間隙與現場實測值一致，但仍需核算原設計圖紙中限位總間隙的合理性。

根據熱彈性力學[9]可知：

ΔL=∑L×α×ΔT（1）

式中：ΔL為支吊點處在管道徑向上的總膨脹量；L為在管道徑向上各構件的投影長度；α為各構件在所處溫度下的熱脹系數；ΔT為各構件的溫度狀態。

值得注意的是，在管道徑向上，除管道自身發生膨脹外，管夾亦會發生膨脹，管夾的宏觀尺寸通常與管道尺寸相近甚至略大，故管夾在高溫下的膨脹量不可忽略。因此，針對本文圖4中的限位裝置，其在管道徑向上自身膨脹量ΔL為：

ΔL=570×12.34×10-6×590+570×11.9×10-6×450≈7.20 mm（2）

需要指出的是，公式（2）中：SA335-P92在590 ℃條件下的線膨脹系數為12.34×10-6/℃；限位管夾因熱輻射的作用，其與管道直接接觸部位溫度較高（近似與母管溫度一致），暴露于保溫外部的溫度相對較低（約300 ℃），本文按照平均溫度450 ℃進行考慮計算，限位管夾材質為ASTM A387 Gr92，在450 ℃條件下的線膨脹系數為11.90×10-6/℃。

由計算分析結果可知，圖4算例中主蒸汽管道#1144X向限位裝置實際限位間隙無法滿足管道及管夾在徑向上的熱膨脹空間需求，熱態時管夾將與限位框架梁擠碰卡死，與現場實際情況相符。

4" " 危害分析

4.1" " 摩擦自鎖危害

徑向限位裝置與限位框架梁配合使用，限位框架梁的各個邊框在力學上可簡化為兩端固定的梁模型[10-11]，其簡化力學模型如圖5所示。

由靜力平衡方程（超靜定）[11]可得：

依據設計圖紙可知l=2 000 mm，代入式（3）得：F=854.32 kN。

故在熱態運行時，由于限位間隙布置不當，導致此處管道承受854.32 kN的水平方向作用力（該作用力將以均布載荷方式作用于與管夾接觸的管道壁面上），在垂直方向上將受到170.86 kN摩擦力（選取摩擦系數f=0.2），在巨大摩擦力作用下，原主蒸汽管道#1144X向限位裝置實際發生自鎖演變為固定死點。

4.2" " 管道應力危害

按照DL/T 5366—2014《發電廠汽水管道應力計算技術規程》[12]，建立主蒸汽-低溫再熱蒸汽管道應力計算模型如圖6所示，主蒸汽管道各管種尺寸、材質、運行參數、材質參數如表2所示。通過模型計算判斷因限位裝置自鎖卡死對周圍管段二次應力、管道剛性死點載荷的影響。

圖7、圖8分別為原設計及限位卡死兩種工況下膨脹異常管段的二次應力分布情況，由計算結果可知，當主蒸汽管道#1144X向限位裝置因膨脹受阻演變為固定死點時，附近管段二次應力與許用應力占比由33.85%上升至50.88%，二次應力顯著升高。#116Z向限位裝置工作載荷由106 kN激增至243 526 kN，顯著高于#116Z向限位管夾的承載極限，與現場#116Z向限位管夾變形現象相吻合。

5" " 結論與建議

本文對某1 000 MW等級燃煤機組主蒸汽管道部分管段發生膨脹異常問題的原因進行了分析，理論計算結果表明：限位裝置限位間隙預留不合適，導致限位點處限位管夾與限位框架卡死，水平接觸力、垂直方向摩擦力分別高達854.32、170.86 kN。在水平接觸力及垂直摩擦力的作用下，原徑向限位點演變為固定死點，進而導致#116Z向限位管夾發生翹曲變形、限位點所在管段膨脹異常。應力方面，限位裝置因膨脹受阻演變為固定死點時，附近管段二次應力與許用應力占比由33.85%上升至50.88%，二次應力顯著升高。結合本文所分析的實際案例，為本專業從業人員提供以下建議：

1）對于在管道徑向兩側約束的限位裝置和導向裝置，其冷態間隙應當計及管道、管夾的徑向熱膨脹量，并在此基礎上考慮安裝誤差的影響，最終總限位間隙再增加5 mm。

2）對于現場發生管道膨脹與設計參數不符、反向膨脹問題的，應當對管道上限位裝置的限位間隙進行核實，尤其是針對熱態時無可視限位間隙的限位裝置應當重點排查。

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