管道计算

第一章 任务与职责

1. 管道柔性设计的任务

压力管道柔性设计的任务是使整个管道系统具有足够的柔性，用以防止由于管系的温度、自重、内压和外载或因管道支架受限和管道端点的附加位移而发生下列情况； 1) 因应力过大或金属疲劳而引起管道破坏； 2) 管道接头处泄漏；

3) 管道的推力或力矩过大， 而使与管道连接的设备产生过大的应力或变形，影响设备正常运行；

4) 管道的推力或力矩过大引起管道支架破坏； 2. 压力管道柔性设计常用标准和规范

1) GB 50316-2000《工业金属管道设计规范》

2) SH/T 3041-2002《石油化工管道柔性设计规范》

3) SH 3039-2003《石油化工非埋地管道抗震设计通则》 4) SH 3059-2001《石油化工管道设计器材选用通则》 5) SH 3073-95《石油化工企业管道支吊架设计规范》 6) JB/T 8130.1-1999《恒力弹簧支吊架》 7) JB/T 8130.2-1999《可变弹簧支吊架》

8) GB/T 12777-1999《金属波纹管膨胀节通用技术条件》 9) HG/T 20645-1998《化工装置管道机械设计规定》 10) GB 150-1998《钢制压力容器》 3. 专业职责

1) 应力分析(静力分析 动力分析） 2) 对重要管线的壁厚进行计算 3) 对动设备管口受力进行校核计算 4) 特殊管架设计 4. 工作程序 1) 工程规定

2) 管道的基本情况

3) 用固定点将复杂管系划分为简单管系，尽量利用自然补偿 4) 用目测法判断管道是否进行柔性设计

5) L型 U型管系可采用图表法进行应力分析 6) 立体管系可采用公式法进行应力分析

7) 宜采用计算机分析方法进行柔性设计的管道 8) 采用CAESAR II 进行应力分析 9) 调整设备布置和管道布置 10) 设置、调整支吊架 11) 设置、调整补偿器 12) 评定管道应力 13) 评定设备接口受力 14) 编制设计文件 15) 施工现场技术服务 5. 工程规定 1) 适用范围 2) 概述

3) 设计采用的标准、规范及版本 4) 温度、压力等计算条件的确定 5) 分析中需要考虑的荷载及计算方法 6) 应用的计算软件

7) 需要进行详细应力分析的管道类别

8) 管道应力的安全评定条件

9) 机器设备的允许受力条件（或遵循的标准） 10)防止法兰泄漏的条件

11)膨胀节、弹簧等特殊元件的选用要求 12)业主的特殊要求

13)计算中的专门问题（如摩擦力、冷紧等的处理方法） 14)不同专业间的接口关系 15)环境设计荷载 16)其它要求

第二章 压力管道柔性设计 1. 管道的基础条件

包括：介质 温度 压力 管径 壁厚 材质 荷载 端点位移等。 2. 管道的计算温度确定

管道的计算温度应根据工艺设计条件及下列要求确定：

1) 对于无隔热层管道：介质温度低于65℃时， 取介质温度为计算温度； 介质温度等于或高于65℃时， 取介质温度的95%为计算温度；

2) 对于有外隔热层管道， 除另有计算或经验数据外， 应取介质温度为计算温度； 3) 对于夹套管道应取内管或套管介质温度的较高者作为计算温度； 4) 对于外伴热管道应根据具体条件确定计算温度； 5) 对于衬里管道应根据计算或经验数据确定计算温度；

6) 对于安全泄压管道， 应取排放时可能出现的最高或最低温度作为计算温度；

7) 进行管道柔性设计时，不仅应考虑正常操作条件下的温度，还应考虑开车、停车、除焦、再生及蒸汽吹扫等工况。

3. 管道安装温度宜取20℃（除另有规定外）。 4. 管道计算压力应取计算温度下对应的操作压力。

5. 管道钢材参数按《石油化工管道柔性设计规范》SH/T3041－2002执行 1) 钢材平均线膨胀系数可参照附录A选取。 2) 钢材弹性模量可参照附录B选取。

3) 计算二次应力范围时，管材的弹性模量应取安装温度下钢材的弹性模量。 6. 管道壁厚计算

1) 内压金属直管的壁厚

根据SH 3059-2001《石油化工管道设计器材选用通则》确定： 当S0< Do /6时， 直管的计算壁厚为： S0 = P D0/(2[σ]tΦ+2PY)

直管的选用壁厚为： S = S0 + C

式中 S0―― 直管的计算壁厚， mm； P―― 设计压力， MPa； D0―― 直管外径， mm；

[σ]t―― 设计温度下直管材料的许用应力， MPa； Φ―― 焊缝系数， 对无缝钢管， Φ＝1；

S―― 包括附加裕量在内的直管壁厚， mm； C―― 直管壁厚的附加裕量， mm；

Y―― 温度修正系数， 按下表选取。

当S0≥D0/6或P/[σ]t > 0.385时，直管壁厚应根据断裂理论、疲劳、热应力及材料特性等因素综合考虑确定。

2）对于外压直管的壁厚

应根据GB 150-1998《钢制压力容器》规定的方法确定。 7. 管道上的荷载

管道上可能承受的荷载有：

1）重力荷载， 包括管道自重、保温重、介质重和积雪重等； 2) 压力荷载，压力荷载包括内压力和外压力；

3) 位移荷载，位移荷载包括管道热胀冷缩位移、端点附加位移、支承沉降等；

4) 风荷载； 5) 地震荷载；

6) 瞬变流冲击荷载，如安全阀启跳或阀门的快速启闭时的压力冲击； 7) 两相流脉动荷载；

8) 压力脉动荷载，如往复压缩机往复运动所产生的压力脉动； 9) 机器振动荷载，如回转设备的振动。 8. 管道端点的附加位移

在管道柔性设计中，除考虑管道本身的热胀冷缩外，还应考虑下列管道端点的附加位移： 1) 静设备热胀冷缩时对连接管道施加的附加位移； 2) 转动设备热胀冷缩在连接管口处产生的附加位移； 3) 加热炉管对加热炉进出口管道施加的附加位移；

4) 储罐等设备基础沉降在连接管口处产生的附加位移；

5) 不和主管一起分析的支管，应将分支点处主管的位移作为支管端点的附加位移。 9. 管道布置

管道的布置尽量利用自然补偿能力：

1) 改变管道的走向，以增加整个管道的柔性； 2) 利用弹簧支吊架放松约束； 3) 改变设备布置。

4) 对于复杂管道可用固定点将其划分成几个形状较为简单的管段，如L形、Π形、Z形等管段。确定管道固定点位置时，宜使两固定点间的管段能够自然补偿。 10. 宜采用计算机分析方法进行详细柔性设计的管道 1) 操作温度大于400 ℃ 或小于－50 ℃ 的管道； 2) 进出加热炉及蒸汽发生器的高温管道； 3) 进出反应器的高温管道； 4) 进出汽轮机的蒸汽管道；

5) 进出离心压缩机、往复式压缩机的工艺管道；

6) 与离心泵连接的管道， 可根据设计要求或按图 1-1 确定柔性设计方法；

图 1-1 与离心泵连接管道柔性设计方法的选择 7) 设备管口有特殊受力要求的其他管道；

8) 利用简化分析方法分析后，表明需进一步详细分析的管道。 11. 不需要进行计算机应力分析的管道

1) 与运行良好的管道柔性相同或基本相当的管道； 2) 和已分析管道相比较， 确认有足够柔性的管道；

3) 对具有同一直径、同一壁厚、无支管、两端固定、无中间约束并能满足式 (1) 和式 (2) 要求的非极度危害或非高度危害介质管道。 Do•Y/(L-U)2 ≤208.3 ――(1)

Y = (⊿X2+⊿Y2+⊿Z2)1/2 ――(2） 式中：DO――管道外径， mm；

Y――管道总线位移全补偿值，mm；

Δx、Δy、Δz分别为管道沿坐标轴x、y、z方向的线位移全补偿值，mm； L――管系在两固定点之间的展开长度，m； U――管系在两固定点之间的直线距离，m。 式 ( l ）不适用于下列管道：

(1) 在剧烈循环条件下运行，有疲劳危险的管道： (2) 大直径薄壁管道(管件应力增强系数i≥5）：

(3) 不在这接固定点方向的端点附加位移量占总位移量大部分的管道； (4)L/U>2.5的不等腿\"U\"形弯管， 或近似直线的锯齿状管道。 12. 管道端点无附加角位移时管道线位移全补偿值计算

当管道端点无附加角位移时，管道线位移全补偿值应按下列公式计算： ⊿X=⊿XB-⊿XA-⊿XtAB ⊿Y=⊿YB-⊿YA-⊿YtAB ⊿Z=⊿ZB-⊿ZA-⊿ZtAB

⊿XtAB =α1(XB – XA）(T –T0） ⊿YtAB =α1(YB – YA）(T –T0） ⊿ZtAB =α1(ZB – ZA）(T –T0）

式中：

⊿X、⊿Y、⊿Z ――分别为管道沿坐标轴X、Y、Z方向的线位移全补偿值，mm：

⊿XA、⊿YA、⊿ZA――分别为管道的始端A沿坐标轴X、Y、Z方向的附加线位移，mm； ⊿XB、⊿YB、⊿ZB――分别为管道的末端B沿坐标轴X、Y、Z方向的附加线位移，mm； ⊿XtAB、⊿YtAB、⊿ZtAB――分别为管道AB沿坐标轴X、Y、Z方向的热伸长值，mm； αt――管道材料在安装温度与计算温度间的平均线膨胀系数，mm/mm•℃； XA、YA、ZA――管道始端A的坐标值，mm； XB、YB、ZB――管道末端B的坐标值，mm； T――管道计算温度，℃； T0――管道安装温度，℃。 13. 例题

利用判别式解题有两种方法：

第一种方法注意如下四点和上面 “＋”、 “－”号的取值。 1) 假定一个始端， 一个终端 2) 始端固定， 终端放开 3) 热膨胀方向由始端向终端 4) 热伸长量取正直

第二种方法注意如下四点。和SH/T 3041-2002中的公式一致 1) 假定一个始端， 一个终端 2) 始端固定， 终端放开 3) 热膨胀方向由始端向终端

4) 建立坐标系， 端点附加位移和热伸长量与坐标轴同向取 “＋”， 与坐标轴反向取 “－”。 上题计算如下：

⊿Y=⊿YB－⊿YA－⊿YtAB = 0－4－12 = －16 mm

⊿Y=⊿YB－⊿YA－⊿YtAB = 4－(－5)－(－20) = 29 mm ⊿Z=⊿ZB－⊿ZA－⊿ZtAB = 2－0－(－24) = 26 mm

Y=(⊿Y2＋⊿Y2＋⊿Z2)1/2 = [(－16)2＋292＋262]1/2 = 42.1 mm

DO．Y/(L－U)2 = 159*42.1/(14－8.4)2 = 6693.9/31.36 = 213.45 > 208.3

所以需要进行详细分析， 与上面的计算结果不同。这里需要说明的是， 不是计算过程错误， 而是新旧标准管径取的不一致， 新标准为外径。 第三章 补偿器的选用

首先应利用改变管道走向获得必要的柔性，但由于布置空间的限制或其他原因也可采用补偿器获得柔性。

1. 补偿器的形式

压力管道设计中常用的补偿器有三种：

Π型补偿器、波形补偿器、套管式或球形补偿器 2. Π型补偿器

Π型补偿器结构简单、运行可靠、投资少，在石油化工管道设计中广泛采用。采用Π形管段补偿时，宜将其设置在两固定点中部，为防止管道横向位移过大，应在Π型补偿器两侧设置导向架。

3. 波形补偿器

波形补偿器，补偿能力大、占地小， 但制造较为复杂，价格高，适用于低压大直径管道。 1) 波形补偿器条件

(1)比用弯管形式补偿器更为经济时或安装位置不够时。 (2)连接两个间距小的设备的管道。其补偿能力不够时。

(3)为了减少压降，推力或振动，在工艺过程上可行而且在经济上合理时。 (4)为了保护有严格受力要求的设备嘴子。 2) 波形补偿器的形式及适用条件

(1)直管段使用轴向位移型；

(2)两个方向位移的L形，Z形管段使用角型； (3)三个方向位移的Z形管段使用万向角型； (4)吸收平行位移的使用横向型。

3) 选用无约束金属波纹管膨胀节时应注意的问题

(1) 两个固定支座之间的管道中仅能布置一个波纹管膨胀节； (2) 固定支座必须具有足够的强度，以承受内压推力的作用；

(3) 对管道必须进行严格地保护，尤其是靠近波纹管膨胀节的部位应设置导向架，第一个导向支架与膨胀节的距离应小于或等于4DN，第二个导向支架与第一个导向支架的距离应小于或等于14DN，以防止管道有弯曲和径向偏移造成膨胀节的破坏； 4) 带约束的金属波纹管膨胀节的类型

带约束的金属波纹管膨胀节的共同特点是管道的内压推力(俗称盲板力）没有作用于固定点或限位点处，而是由约束波纹管膨胀节用的金属部件承受。

(1) 单式铰链型膨胀节，由一个波纹管及销轴和铰链板组成，用于吸收单平面角位移；

(2) 单式万向铰链型膨胀节，由一个波纹管及万向环、销铀和铰链成，能吸收多平面角位移； (3) 复式拉杆型膨胀节，由用中间管连接的两个波纹管及拉杆组成，能吸收多平面横向位移和拉杆问膨胀节本身的轴向位移；

(4) 复式铰链型膨胀节，由用中间管连接的两个波纹管及销轴和铰链板组成，能吸收单平面横向位移和膨胀节本身的轴向位移；

(5) 复式万向铰链型膨胀节，由用中间管连接的两个波纹管及销轴和铰链板组成，能吸收互相垂直的两个平面横向位移和膨胀节本身的轴向位移；

(6) 弯管压力平衡型膨胀节，由一个工作波纹管或用中间管连接的两个工作波纹管及一个平衡波纹管构成，工作波纹管与平衡波纹管间装有弯头或三通，平衡波纹管一端有封头并承受管道内压，工作波纹付和平衡波纹管外端间装有拉杆。此种膨胀节能吸收轴向位移和/或横向位移。拉杆能约束波纹管压力推力. 常用于管道方向改变处；

(7) 直管压力平衡型膨胀节，一般位于两端的两个工作波纹管及有效面积等于二倍工作波纹管有效面积、位中间的一个平衡波纹管组成，两套拉杆分别将每一个工作波纹管与平衡波纹管相互连拔起来。此种膨胀节能吸收轴向位移。拉杆能约束波纹管压力推力。 5) 波纹管膨胀节在施工安装中应注意的问题 (1) 膨胀节的施工和安装应与设计要求相一致；

(2) 膨胀节的安装使用应严格按照产品安装说明书进行； (3) 禁止采用使膨胀节变形的方法来调整管道的安装偏差；

(4) 固定支架和导向支架等应严格按照设计图纸进行施工，需要改动时应经原分析设计人员认可；

(5) 膨胀节上的箭头表示介质流向，应与实际介质流向相一致，不能装反； (6) 安装铰链型膨胀节时，应按照施工图进行，铰链板方向不能装错；

(7) 在管道系统(包括管道、膨胀节和支架等）安装完毕，系统试压之前，应将膨胀节的运输保护装置拆除或松开。按照国标GB/T 12777的规定，运输保护装置涂有黄色油漆，应注意不能将其他部件随意拆除；

(8) 对于复式大拉杆膨胀节，不能随意松动大拉杆上的螺母，更不能将大拉杆拆除；

(9) 装有膨胀节的管道，做水压试验时，应考虑设置适当的临时支架以承受额外加到管道和膨胀节上的荷载。试验后应将临时支架拆除。 3. 套管式或球形补偿器

套管式或球形补偿器因填料容易松弛，发生泄漏，在石化企业中很少采用。在有毒及可燃介质管道中严禁采用填料函式补偿器。 4. 冷紧 1) 冷紧

冷紧可降低操作时管道对连接设备或固定点的推力和力矩， 防止法兰连接处弯矩过大而发生泄漏。冷紧是将管道的热应变一部分集中在冷态， 在安装时(冷态)使管道产生一个初位移和初应力的一种方法。

当管道沿坐标轴X、y、Z方向的冷紧比不同时，每个方向的冷紧值应根据该方向的冷紧进行计算。当管道上有几个冷紧口时，沿坐标轴X、y、Z方向的冷紧值分别为各冷紧口在相应坐标

轴方向冷紧值的代数和。

管道采用冷紧时，热态冷紧有效系数取2/3，冷态取1。

2) 连接转动设备的管道不应采用冷紧 由于施工误差使得冷紧量难于控制，另一方面，在管道安装完成后要将与敏感设备管口相连的管法兰卸开，以检查该法兰与设备法兰的同轴度和平行度，如果采用冷紧将无法进行这一检查。

3) 自冷紧

如果热胀产生的初应力较大时，在运行初期，初始应力超过材料的屈服强度而发生塑性变形，或在高温持续作用下，管道上产生应力松弛或发生蠕变现象，在管道重新回到冷态时，则产生反方向的应力，这种现象称为自冷紧。但冷紧不改变热胀应力范围。 4) 冷紧比

冷紧比是冷紧值与全补偿量的比值。

对于材料在阳变温度下工作的管道，冷紧比宜取0.7。对于材料在非蠕 变温度下工作的管道，冷紧比宜取0.5。

第四章 支吊架选用

1. 管道跨距

管道基本跨距的确定实际上就是管系承重支架(或起承重作用的支架)的位置和数量的确定，也就是说管系中承重支架的位置和数量应满足管道基本跨距的要求。为了简化计算，对于水平连续敷设的管道，以三跨连续梁作为计算模型，并按承受均布载荷(指管道自重、介质重和隔热材料重之和)分别根据刚度条件和强度条件计算其最大允许跨距，取(Ll和L2)两者之间的小值。 (l)刚度条件：

Ll = 0.039(EtI/ q)1/4 (装置内)

L’l = 0.048(EtI/ q)1/4 (装置外) 式中

L1、L’1――装置内(外)由刚度条件决定的跨距，m； Et――管材在设计温度下的弹性模量，MPa；

I――管子扣除腐蚀裕量及负偏差后的断面惯性矩，mm4； q――每米管道的质量，N/m。 （2）强度条件：

L2 = 0.1([σ] tW/q)1/2 (不考虑内压) L2 = 0.071([σ] tW/q)1/2 (考虑内压) 式中

[σ]t――管材在设计温度下的许用应力，MPa；

W――管子扣除腐蚀裕量及负偏差后的抗弯断面模数，mm3。 I和W分别按以下二式计算： I =π（Do4-Di4）/64 W =π（Do4-Di4）/32Do

式中 Di――管道内径，mm； Do――管道外径，mm。 2. 管道支吊架的形式： 管道支吊架的用途为：

1) 承受管道的重量荷载(包括自重、介质重和隔热材科重等)； 2) 限制管道的位移，阻止管道发生非预期方向的位移； 3) 用来控制管道的振动、摆动或冲击。 因此，管道支撑的位置确定、支撑型式的确定以及管道支吊架本身的强度设计也主要是围绕着上述支吊架的三个功能展开的。根据管道支吊架的用途可以分为三大类：

固定架限制了三个方向的线位移和三个方向的角位移；导向架限制了两个方向的线位移；支托架(或单向止推架)限制了一个方向的线位移。 承重支吊架

以支撑管道自重及其它持续载荷为目的的支吊架统称为承重支吊架，它主要用于防止管道因自重及其它持续载荷（如介质重、隔热材料重、雪载荷等）而导致的管道强度或刚度超出标准要求。

根据管道相对于支撑结构的空间位置不同，承重支吊架可分为支架和吊架两大类。支撑件将管道支撑在它的上方时，这类支撑件叫做支架。用可以空间摆动的支撑件(吊杆)将管道吊在其下面支撑时，这类支撑件叫做吊架。支架和吊架都可以完全或部分限制管道的向下位移，但二者的支撑效果有所不同。支架因与支撑管道之间可能存在摩擦而使得管道的水平位移受到一定的阻碍，同时产生摩擦力。支架的刚度也比较大，故其稳定性较好。吊架对管道的约束刚度相对较小(除竖直方向外)，也不存在摩擦力，如果在一根较长的管道中吊架用的太多，会使管系不稳定， 故在一条管道中，一般不宜均用吊架进行支撑。根据承受管道重量的特点不同，承重支吊架又分为刚性支吊架、可调刚性支吊架、可变弹簧支吊架和恒力弹簧支吊架四类。 1) 刚性支吊架

刚性支吊架仅限制管道一个方向(通常为-Y方向)的自由度。它常用于管道在支撑点无向上垂直热位移和附加位移的情况下，或用于支撑点有较小的向下位移和附加位移但不会由此在管系中造成较大的管系力的情况下。刚性支吊架是应用最多的一种支吊架。根据应用场合和生根条件的不同，常用的刚性支吊架系列有平(弯)管支托、假管支托、悬臂支架、临管支架等。 2) 可调刚性支吊架

可调刚性支吊架是一般刚性支吊架的一种特殊型式，即通过旋拧可调螺丝，使支吊架的高度在一定范围内得到调整，用于有少量竖直方向的热位移或附加位移的场合。在工作工况下，当支撑点有竖直方向的热位移或附加位移时，会使管道脱离支架(俗称支架脱空)而起不到支撑作用，或使支架被顶死而产生较大的管系力，此时应采用下面将要介绍的弹簧支吊架。如果支撑点竖直方向的热位移或附加位移比较小而且又位于容易接近的地方时，采用可调刚性支吊架比弹簧支吊架会更经济、更方便。 3) 可变弹簧支吊架

可变弹簧支吊架适用于支撑点有垂直位移、用刚性支吊架会脱空或造成过大热胀推力的场合。与恒力弹簧支吊架相比，使用可变弹簧支吊架会造成一定的荷载转移。为防止过大的荷载转移，可变弹簧支吊架的荷载变化率应控制在25%以下。当然，有时根据实际需要而有意识地去分配管系在各支撑点的载荷，即有意识地给定一个较大的安装载荷而获得较大的载荷转移。常用强型的可变弹簧支吊架有支、吊两种，根据载荷情况和受力条件还可采用串联和并联两种型式。 4) 恒力弹簧支吊架

恒力弹簧支吊架适用于管道支撑点垂直位移量较大或管系受为要求较苛刻的场合。通过采用恒力弹簧支吊架，可以避免管道支撑点冷态和热态的受力变化太大而导致管系本身的应力或相连设备的受力超标。恒力弹簧的恒定度应小于或等于6%，以保证支吊点发生位移时，支承力的变化很小。恒力弹簧支吊架一般采用描架型式，且根据受力情况可并联使用。

如果认为刚性支吊架的刚度理论上为无穷大的话，那么恒力弹簧支吊架的刚度理论上则为零，而可变弹簧支吊架的刚度介于二者之间，它等于弹簧产生单位变形所需要的力。 4. 限位支吊架

以限制和约束因热胀而引起的管系位移为目的支吊架称为限位支吊架。管系受热而发生热胀时，管系中的各点将发生位移。在管系中适当设置限位支吊架，可控制支撑点的位移或某些方向的位移，使管系的变形或各点的位移朝着有利于保护敏感设备或有利于热补偿的方向进行。根据对管系热位移约束的方式不同，限位支吊架又可分为固定支架、导向支架和止推支架三种。

1) 固定支架

固定支架可限制管道支撑点三个方向的线位移和三个方向的角位移，因此它常用于管道上不允许有任何位移的地方。固定支架一般同时又能起承重作用。常用的固定支架型式有焊接型管托和螺拴固定管托两种。 2) 导向支架

导向支架可限制管道支撑点两个方向的线位移，因此常用于引导管道位移方向、使管道能沿轴向位移而不能横向位移的情况。当用于水平情况时，导向支架又同时能起承重作用。常用的导向支架型式有管托型导向支架、光管型导向支架、管卡型导向支架等型式。 3) 止推支架

止推支架常代替固定支架用于限制管道的轴向位移。根据限位方式的不同，常用的止推支架又

分为\"+X/+Z\"和\"-X/-Z\"双向止推支架和\"+X/+Z\"或\"-X/-Z\"单向止推支架两种。常用的止推支架为单向止推架，它可限制管道支撑点一个方向的线位移。 5. 防振支架

专门用于控制管道振动的支吊架叫做防振支架。防振支架常用于控制或缓解往复式机泵迸出口管道或由地震、风载荷、水击、安全阀排出反力引起的管道振动场合。应该说，前面所讲的支吊架类型中，除吊架以外，其它支架都在某种程度上起到防振作用，但它们中要么防振作用的效果不好，要么会带来其它问题(如降低或限制了管系的热补偿能力)，因此，工程上对于防振情况则给出了专用支架。常用的防振支架主要有两类，其一是防振管卡，其二是阻尼器。 1) 防振管卡

防振管卡能有效地控制管系的高频率强迫振动。防振管卡与固定支架不同，它允许管道有一定的轴向位移而使管系不会因热胀而破坏。防振管卡与一般的刚性承重支架和导向支架不同它对管道施加了较大的刚度约束(从型式和数量上实现)，且增加了架对管道的阻尼作用从而有效地阻滞了管系的振动。 2) 阻尼器

阻尼器与减振支架的最大区别遮于它给予了管系较大的自由度，因而对连续强迫型高频机械振动的抑制效果较差，它常用于缓解瞬间激振(如主汽门突然关闭、泵突然停车、地震、水锤等)引起的有阻尼自由振动。工程上应用的阻尼器有油压式阻尼器、摩擦式阻尼器等。 6. 目前工程上常用的弹簧支吊架主要有两类： 即可变弹簧支吊架和恒力弹簧支吊架，而且已形成标准系列。对应的国家标准为 GB10181《恒力弹簧支吊架》和GB10182《可变弹簧支吊架》。 1) 可变弹簧支吊架的工作原理

可变弹簧支吊架的核心部件是一个被控制的圆柱弹簧，当被支撑管道发生竖向位移时，会带动圆柱弹簧的控制板使弹簧压缩或被拉长。

由虎克定律可知，此时弹簧压缩或伸长所需要的力(也等于对管子的作用力)可用下式表示： F=k•δ 式中

F――弹簧被压缩或被拉长δ量时所需要的力，N； K――弹簧刚度，N/mzm

δ――弹簧被压缩或被拉伸的变形量，mm。

弹簧刚度是一个只与弹簧自身参数(如弹簧直径、弹簧材料等)有关的物理量，一旦弹簧参数一定，它是个常数(在其允许总变形量的30%~70%范围内是个常数)。因此，此时弹簧对管道的作用力则与变形量成正比。工程上正是糊糊的这一性质来进行有垂直位移的管道支撑的。

对于标准弹簧支吊架来说，弹簧都是经过预压缩然后装入弹簧箱中的。因此，对于同样一个变形量δ，此时压缩弹簧所需耍的力F应按下式计算： F = (δ1+δ)k = δ1k+δ•k = F1＋kδ 式中

δ1――弹簧预压缩的变形量，mm F1――弹簧预压缩时的压缩力，N； F、δ、k――意义同前。

设F为弹簧支吊架的工作载荷，并用符号FG表示：设F1为弹簧支吊架的安装荷载，并用FA表示：设S为弹簧在由安装载荷变为工作载荷时的变形量，并在弹簧被压缩时取正号，被拉伸时取负号。S在管道支撑中即为管道支撑点的竖直位移量，支撑点的竖直位移向上时取正号，向下时取负号。可变弹簧支吊架的选型公式为： FA = kδ+FG

2) 常用可变弹簧支吊架系列

国家标准GB1018S共给出了A、B、C、D、E、F、G七种标准型式，见图所示。 A型――上螺纹悬吊型； B型――单耳悬吊型； C型――双耳悬吊型； D型――上调节搁置型； E型――下调节搁置型； F型――支撑搁置型； G型――并联悬吊型。

7. 可变弹簧支吊架的选用

工程上，一般按热态吊零的载荷分配原则确定弹簧支吊架的受力。所谓热态吊零，是指弹簧支吊架在热态时承受的力应等于冷态时由管系分配给它的力。按这样的原则确定的弹簧支吊架受力使得整个管系中各支撑点承受的自重力在热态时比较均匀，但在热态时管系中各点的总载荷会因位移荷载的作用而不再均匀甚至会出现严重的不合理现象，为此，工程上有时也采用冷态吊零的载荷分配原则。所谓冷态吊零是指弹簧支吊架在冷态时承受的载荷取冷态时由管系分配给它的载荷。与热态吊零相反，此时在热态情况下管系各支撑点承受的自重载荷已不在均匀，而总载荷(包括位移载荷)则是自然分配。

为防止可变弹簧支吊架引起管系在热态或冷态时有较大的载荷转移，工程上常控制它的载荷变化率不超过25％。根据这一限制条件，就可以确定弹簧支吊架的刚度k。在确定弹簧支吊架的刚度时应遵守这样一个原则：在弹簧支吊架能满足管系热态和冷态的承载要求而且载荷变化率不超过规定值的情况下，应尽可能选用刚度最小(指最小规格和最小允许位移值)的弹簧。按这样的原则选取的弹簧支吊架，其安装尺寸最小，价格最便宜，而且实际的载荷变化率最小。 1) 串联可变弹簧支吊架的选用

当管系中某点的垂直位移量较大时，从标准弹簧支吊架表中可能已选不到合适的弹簧支吊架，即要么找不到最大工作位移能满足载荷要求的标准系列，要么因刚度较大而使载荷变化率超出标准要求，此时可考虑采用串联可变弹簧支吊架。弹簧串联时，应选最大载荷相同的弹簧，即弹簧的牌号相同，以保证每个弹簧的工作载荷和安装载荷都落在允许范围内，而此时每个弹簧变形量则按其刚度的大小成反比分配。 2) 并联可变弹簧支吊架的选用

当管道支撑点的载荷超出标准可变弹簧支吊架的最大允许载荷时，或者受支撑条件(如竖管支撑)、生根条件等限制不宜采用单个可变弹簧支吊架进行支撑时，可选用两个或两个以上的可变弹簧支吊架并联支撑。可变弹簧支吊架并联使用时，各弹簧应为同一型号，以避免各弹簧支承力不同而导致管子的倾斜或偏转。并联时的各弹簧变形量相同，均等于管道在支撑点的位移量。并联后的弹簧支吊架总刚度等于各分弹簧支吊架的刚度之和，即n个弹簧支吊架并联时其总刚度为k = k1＋k2＋……＋kn，而各分弹簧承受的载荷平均分配，并等于总载荷的1/n。 3) 可变弹簧支吊架的安装要求

可变弹簧支吊架在安装前务必要压缩到要求的安装定位刻度 (与安装载荷对应的刻度值)，并用定位销进行定位。设置定位销的另一个作用是使可变弹簧支吊架起暂时成为一个刚性支架，可以防止诸如水压试验等非工作工况下因管道载荷临时增加而引起的不利影响，对于大直径气体管道更应考虑这个问题。管系在工作状态下，有时也会出现非预期的载荷突然增加现象，如减压转油线的\"淹塔\"现象。\"淹塔\"现象会造成管内液体的突然骤增，从而使其弹簧支吊架承受的载荷也骤然增大，弹簧支吊架的变形量也将随之增大，使管系出现较大的载荷转移，从而可能造成相邻支架或设备接口处的超载破坏。对于可能出现上述现象的管系，工程上常在弹簧支吊架的附近设置保险杆，以控制弹簧的最大变形量，即当弹簧支吊架的变形量超过某一规定值时，保险杆将受力而成为刚性支撑。可变弹簧支吊架的定位销应在管系水压试验之后、装置开车升温之前拆除。

8. 恒力弹簧支吊架

当管系在支撑点的竖向位移较大而选用可变弹簧会引起较大的载荷转移时，应考虑选用恒力弹簧支吊架。所谓的竖向位移较大只是一个相对概念，关键要看若选用可变弹簧支吊架时是否会引起较大的载荷转移，而且较大的载荷转移能否为管系自身强度和边界条件所接受。如果管系的柔性不好，刚度较大，那么既使在较小的位移值情况下，也会引起支撑点热态和冷态的载荷差值较大，此时为减少载荷变化率也宜采用恒力弹簧支吊架。严格说来，恒力弹簧在其工作过程中对管道支撑点的力并不是恒定不变的，这是因为弹簧支架各运动部件之间存在摩擦力，而且各部件的尺寸、弹簧的刚度等都可能存在制造偏差，这些因素都会导致恒力弹簧在其工作行程范围内对支撑点的力有少量的变化。一般情况下，标准恒力弹簧支吊架在其全程位移过程中的最大和最小载荷偏差应控制在某个数值范围内，而工程上常用恒定度这一概念来评判恒力弹簧的载荷变化。所谓恒定度是指恒力弹簧在其全行程范围内的最大、最小载荷值之差与最大、最小载荷值之和的百分比，用式子表示即为：

D =[ (Fmax －Fmin)/ (Fmax + Fmin)] X 100% 式中

D――恒力弹簧的恒定度。一般情况下，D应不大于6% Fmax――恒力弹簧在全行程范围内出现的最大载荷值，N； Fmin――恒力弹簧在全行程范围内出现的最小载荷值，N。 1) 恒力弹簧支吊架的工作原理

当恒力弹簧支吊架承受一个管道载荷矶时，F1将产生一个相对于O点的转动力矩M1。M1将拉动三连杆AOB向下转动，同时三连杆会带动B点向右移动，从而使弹簧受到压缩，产生一个弹簧力F2。F2相对于主轴O点也将产生一个转动力矩M2。通过适当的结构和力的平衡设计，可以使两个力矩M1和M2始终保持平衡，并通过适当的结构尺寸设计，在保持力矩平衡的情况下，只不断变换位置但大小不变，即实现对管道的恒力支撑。

2) 恒力弹簧支吊架的选用

换句话说，吊架的承载能力与其结构设计有关。因此，支撑点的管道载荷是选择恒力弹簧吊架的参数之一。根据热态吊零原则，一般取管道荷载为冷态情况下管系的分配载荷。另外，受吊架中各运行部件的结构限制，吊点的位移是有限制的，甚至它不能按运行部件的最大运行位置来确定吊点的位移范围，因为运行部件到达极限位置时，会造成较大的承载偏差值。因此，对于一个结构参数一定的恒力弹簧吊架，它允许的最大位移值也是确定的。或者说，管道上时最大位移量也是确定恒力弹簧吊架的参数之一。有关的标准已将常用的恒力弹簧吊架进行了系列化，并对它进行了编号，每个编号的吊架其允许的最大承载和最大位移己列表给出，设计人员只要根据管道支撑点的载荷和位移查表即可确定所需要的恒力弹簧吊架规格型号。 9. 在管道中多设弹簧支吊架更安全吗？ 不一定更安全，因为弹簧支吊架的刚度远低于刚性支吊架，所以过多设置弹簧支吊架会使管系各点位移方向失去控制，管系稳定性较差，易产生偏斜和振动。 10. 为什么要在高耸设备布置的竖直管道上设置导向架？如何设置？

答：为了约束由风裁、地震、温度变化等引起的横向位移。沿直立设备布置的立管应设置导向支架。立管导向支架间的允许间距应符合下表规定：

11. 为什么在沿反应器布置的高温竖直管道上，通常要设置弹簧支吊架？

答：沿反应器布置的高温管道与反应器之间，或高温管道与构架之间有较大的位移差，所以通常要设弹簧支吊架来承受管道荷重。

12. 管道在支架上滑动的轴向最大允许位移量不宜超过定型滑动管托长度的40%，以免管道在热胀时将管托滑落于支架梁的下面，而在冷缩时不能恢复原位造成管道或支架损坏。如在补偿值允许的范围内，管道的位移量超过管托长度的40%时，可将管托长度适当加大。 13. 支吊架的位置确定

从前面的介绍中可以看出，不同的支吊架型式对生根条件有不同的要求，而从保障管系的自身强度、稳定性、防振以及对边界条件的要求来说，总存在着在管系的某个地方支撑、并以特定的支架型式支撑为最理想。上述的两个条件有时是矛盾的，即最理想的支撑位置并不一定具备支架生根条件，可用的生根条件并不一定满足最理想的支架型式需要。要处理好这样的问题是比较难的，或者说要将它上升到理论上去论述是比较难的，有时工程经验比理论更适用。实际的空间管系也是多样化的。 1) 基本原则

(1) 对于不同的管系，在确定其支吊架位置时都应遵守下列基本原则：管道支吊架的位置、数量、型式等应能满足管系静应力分析的要求。这个要求包括管系自身的强度、稳定性、最大位移以及对相连设备、生根设施的力学要求；

(2) 管道支吊架的位置、数量、型式应能满足管系动应力分析的要求。这个要求包括管系对管道的机械振动、水击、放空反冲击、地震、风载等载荷作用下的力学要求；

(3) 管道支吊架应具备相应的生根条件。当该条与上述两条发生冲突肘，应考虑改变管系的走向，最终使上两条要求得到满足；

(4) 支吊架应尽可能利用已有的建构筑梁柱、平台、设备本体、加热炉钢结构、地面等作为生根点。对于有可能集中支撑的管道，应尽可能选择适宜的地方和方式集中支撑； (5) 支吊架位置应不妨碍操作人员的通行、设备的检修和管道的拆卸等；

(6) 支吊架的位置尚应考虑经济性原则。例如，对于管道比较集中的管廊，其跨距应视多数管道的允许跨距而定，而不宜以少数较小直径管道的允许跨距确定； (7) 支吊架的位置应尽可能整齐有序，使支撑效果美观大方。

2) 承重支吊架位置的确定

承重支吊架的位置除满足上述的基本原则之外，尚应符合下列要求：

(1) 支吊架位置应能满足管道最大允许跨度的要求。跨距要求见后面所述；

(2) 当有集中载荷时，支架应布置在靠近集中载荷的地方，以减少偏心载荷和弯曲应力； (3) 在敏感设备(泵、压缩机)的附近，宜设置承重支架，以防止设备嘴子承受过大的管道荷载；

(4) 支吊架应设在弯管和大直径三通式分支管附近；

(5) 当塔器的水平管嘴直接安装DN注150的阅门时，应在阀门附近设承重支架；

(6) 沿立式容器、立式设备等敷设的竖直管道，应在尽可能靠近嘴子处的竖管上设承重支架； (7) 一般较长的竖直管道，应在靠近上面的端部设承重支架；

(8) 当某些管道元件需要拆卸移走或相连设备需要拆卸移走时，应考虑相连管子的稳定性必要时应设承重支架。

3) 固定支架位置的确定

固定支架的位置除满足上述的基本原则之外，尚应符合下列要求：

(1) 对于复杂管系，可用固定支架将它划分成几个形状较先简单的管段，如L形管段、U形管段、Z形管段等，以便分段遇行分析计算和柔性设计；

(2) 确定管道固定支架位置时，应使其有利于两固定点之间管段的自然补偿；

(3) 选用π形补偿器时，宜将其设置在两固定支架的中部不能位于两固定支架的中部时，π型补偿器距固定支架的距离不宜小于两支架间距的1/3； (4) 固定支架宜靠近需要限制分支管位移的地方；

(5) 固定支架应设置在需要承受管道振动、冲击载荷或需要限制管道多方向位移的地方； (6) 迸出装置的工艺管道和非常温的公用工程管道，宜在装置分界处设固定支架；

(7) 落地生根的调节阅组、蒸汽分配管、其它阀组和分配管等，应一端设固定支架，但此时固定支架的位置不应阻碍管系的热补偿。 4) 导向支架位置的确定

(1) 竖直管道较长时，为了防止因风载荷等引起的管道大幅度振动或摆动，应在中间若干位置设置导向支架，以增加其稳定性。

(2) 管廊上管道直线距离较长而且中间无固定点和止推支架时，应在中间若干点设置导向支架，以防止管道产生横向不稳定：

(3) 管道在拐弯处有较大位移并影响到邻近管道或其它设施时，应在适当位置设置导向支架； (4) 允许管道轴向位移而不允许横向位移的位置应设置导向支架； (5) 水平设置的π型补偿器两侧应设置导向支架，导向支架距补偿器的中心位置应为32DN~42DN；

(6) 水平设置的自由型波纹管膨胀节两端应设置若干导向支架，第一组导向支架距膨胀节中心位置应不大于4DN，第二组导向支架距第一组应不大于14DN；

(7) 导向支架的位置应不影响管道的自然补偿。一般情况下，管道的弯头、分支处不应设导向支架。

5) 限位支架位置的确定

限位支架的位置除满足上述的基本原则之外，尚应符合下列要求：

(1) 限位支架在某些场合可代替固定支架，如补偿器的两端，装置边界线的管道固定点等； (2) 在热态情况下，当管系的热胀方向朝向敏感设备嘴子时，可在适当的位置设置逆热膨胀方向的止推支架；

(3) 刚度较大的管道对设备、设备基础等产生较大推力时，可在适当的位置设止推支架。 1) 防振支架位置的确定

防振支架的位置除满足上述的基本原则之外，尚应符合下列要求：

(1) 有机械振动的管道，应设防振管卡。防振管卡的数量及位置应满足管系动应力分析的要求；

(2) 有地震设防要求的管道应在适当位置设置防振支架；

(3) 可能发生水击、两相流等而且能引起管道的振动时，应在适当位置设置防振管卡； (4) 防振支架的生根部分应有足够的刚度； (5) 防振支架应尽量沿地面设置；

(6) 防振支架宜设独立基础，并避免生根在厂房的梁柱上。 14. 摩擦系数

1) 在管道柔性设计中，应考虑支架摩擦力的影响，摩擦系数应按下表选取。

2) 重要关系进行应力分析时应考虑摩擦力对整个管系的受力分配。

3) 对于转动设备应尽可能采用吊架，以减少摩擦力对设备嘴子受力的干扰。 4) 当采用吊杆或弹簧吊架承受管道荷载时，可不考虑摩擦力的影响。 15. 例题

弹簧支吊架编号（弹簧号）的选定

当用计算机程序对管道进行应力分析时，某些程序有自动选择弹簧支吊架的功能，人工计算时，可根据弹簧所能承受的最大荷载和管道最大的垂直位移量选择弹簧。管道的最大垂直位移量，可按本章第四节介绍的方法计算，弹簧所承受的最大荷载由下述原则确定。 管道热位移向上时：

安装荷载 = 工作荷载+位移量×弹簧刚度 管道热位移向下时：

安装荷载 = 工作荷载一位移茧×弹簧刚度

CD42135-89系列弹簧荷载选用见表15－2－42。使用此表时，把管道的基本荷载视为弹簧的工作荷载，再根据位移方向及大小，在表中查出安装荷载。查出安装荷载后，再根据下式计算荷载变化率，使其小于或等于25％：

荷载变化率 ＝ [（|PG－PA|）/PG] X 100％≤25％ 式中 PG――工作荷载； PA――安装荷载。

例1：某根管道的工作荷载为7628 N，运行时位移向上，位移量为10 mm，根据管道安装要求，需采用A型吊架，试选择吊架型号： 解：

(l)查表15-2-42，暂定该吊架位移范围为VS30

(2)在表15-2-42的中线和上粗线之间查得工作荷载(基本荷载)为7628 N的弹簧编号为13。 (3)以7623 N对应的VS30刻度值向下l0 mm查得安装荷载为9123 N。 (4)验算弹簧荷载变化率：

[(|7628－9123|)/7628] X 100％＝19.6％< 25％ (5)选用吊架型号为VS30A13。

当所选用的弹簧其荷载变化率〉25%时，应减小弹簧刚度，另选位移范围大一级的弹簧。

例2：某管道工作荷载为17350 N，运行时位移向上，位移量为12 mm。根据管道安装要求需采用G型吊架，试选择吊架型号： 解：

(l)查表15-2-42，暂定该吊架位移范围为VS30；

(2)G型吊架每个吊架实际仅承受管道荷载的一半，即17350/2＝8675 N。

(3)在表15-2-42的中线和上粗线之间查得工作荷载为8675 N的弹簧编号为13。 (4)以8675 N对应的VS30刻度值向下l2 mm 查得安装荷载为10469 N。 (5)验算弹簧荷载变化率：

[(|8675－10469|)/8675] X 100％＝20.6％< 25％ (6)选用吊架型号为VS30G13。 第五章 应力分析

1. 进行应力分析的目的是

1) 使管道应力在规范的许用范围内；

2) 使设备管口载荷符合制造商的要求或公认的标准； 3) 计算出作用在管道支吊架上的荷载； 4) 解决管道动力学问题； 5) 帮助配管优化设计。

2. 管道应力分析主要包括哪些内容？各种分析的目的是什么？ 答：管道应力分析分为静力分析和动力分析。 1) 静力分析包括：

(l)压力荷载和持续荷载作用下的一次应力计算――防止塑性变形破坏；

(2)管道热胀冷缩以及端点附加位移等位移荷载作用下的二次应力计算――防止疲劳破坏；

(3)管道对设备作用力的计算――防止作用力太大，保证设备正常运行； (4)管道支吊架的受力计算――为支吊架设计提供依据； (5)管道上法兰的受力计算――防止法兰泄漏；

(6)管系位移计算――防止管道碰撞和支吊点位移过大。 2) 动力分析包括：

(l)管道自振频率分析――防止管道系统共振；

(2)管道强迫振动响应分析――控制管道振动及应力； (3)往复压缩机气柱频率分析――防止气柱共振； (4)往复压缩机压力脉动分析――控制压力脉动值。

3. 管道应力分析的方法

管道应力分析的方法有：目测法、图表法、公式法、和计算机分析方法。选用什么分析方法，应根据管道输送的介质、管道操作温度、操作压力、公称直径和所连接的设备类型等设计条件确定。

4. 对管系进行分析计算

1) 建立计算模型（编节点号），进行计算机应力分析时，管道轴测图上需要提供给计算机软件数据的部位和需要计算机软件输出数据的部位称作节点： (1) 管道端点

(2) 管道约束点、支撑点、给定位移点 (3) 管道方向改变点、分支点 (4) 管径、壁厚改变点

(5) 存在条件变化点（温度、压力变化处） (6) 定义边界条件（约束和附加位移）

(7) 管道材料改变处（包括刚度改变处，如刚性元件）

(8) 定义节点的荷载条件（保温材料重量、附加力、风载、雪载等） (9) 需了解分析结果处(如跨距较长的跨中心点) (10) 动力分析需增设点

2) 初步计算（输入数据符合要求即可进行计算）

(1) 利用计算机推荐工况（用CASWARII计算，集中荷载、均布荷载特别加入） (2) 弹簧可由程序自动选取 (3) 计算结果分析

(4) 查看一次应力、二次应力的核算结果 (5) 查看冷态、热态位移 (6) 查看机器设备受力

(7) 查看支吊架受力（垂直荷载、水平荷载） (8) 查看弹簧表

3) 反复修改直至计算结果满足标准规范要求（计算结果不满足要求可能存在的问题） (1) 一次应力超标，缺少支架

(2) 二次应力超标，管道柔性不够或三通需加强 (3) 冷态位移过大，缺少支架

(4) 热态水平位移过大，缺少固定点或Π型 (5) 机器设备受力过大，管道柔性不够

(6) 固定、限位支架水平受力过大，固定、限位支架位置不当或管道柔性不够 (7) 支吊点垂直力过大，可考虑采用弹簧支吊架 (8) 弹簧荷载、位移范围选择不当，人为进行调整 5. 编制计算书，向相关专业提交分析计算结果 1) 计算书内容

(1) 一次应力校核内容 (2) 二次应力校核内容

(3) 约束点包括固定点、支吊点、限位导向点和位移点冷态、热态受力 (4) 各节点的冷态、热态位移

(5) 弹簧支吊架和膨胀节的型号等有关信息

(6) 离心泵、压缩机和汽轮机的受力校核结果

(7) 经分析最终确定的管道三维立体图，包括支吊架位置、形式、膨胀节位置等信息 2) 向相关专业提交分析计算结果

(1) 向配管专业提交管道应力分析计算书，计算书不提供给甲方 (2) 向设备专业提交设备需确认的设备受力

(3) 如果支撑点、限位点、导向点的荷载较大，应向结构专业提交荷载数据 (4) 将往复压缩机管道布置及支架设置提交压缩机制造厂确认

6. 何谓一次应力，何谓二次应力？分别有哪些荷载产生？这两种应力各有何特点？ 答：一次应力是指由于外加荷载，如压力或重力等的作用产生的应力。

一次应力的特点是：它满足与外加荷载的平衡关系，随外加荷载的增加而增加，且无自限性，当其值超过材料的屈服极限时，管道将产生塑性变形而破坏。

二次应力是由于管道变形受到约束而产生的应力，它不直接与外力平衡，二次应力的特点是具有自限性，当管道局部屈服和产生小量变形时应力就能降低下来。二次应力过大时，将使管道产生疲劳破坏。在管道中，二次应力一般由热胀、冷缩和端点位移引起。

7. 一般来说，管道上哪些点的应力比较大？为什么？

答：一般来说，管道上三通和弯管处的应力比较大。因为，与直管相比，三通和弯管处的应力增强系数比较大。

8. 根据NEMA SM23的要求，汽轮机管口受力应满足什么要求？ 答：NEMA SM23对汽轮机管口受力的限制如下：

定义机轴方向为X方向，铅垂向上方向为+Y，汽轮机各管口受力必须满足下列各项要求； (l)作用于任一管口上的合力及合力矩应满足以下要求： 0.9144FR＋MR≤26.689De 式中

De――当量直径，mm；当管口公称直径不大于200时，De=管口公称直径；当管口公称直径大于200时，De=(管口公称直径+400)/3；

FR――单个管口上的合力，当接管采用无约束膨胀节时应包括压力产生的作用力(凝汽式汽轮机垂直向下出口可不考虑膨胀节内压推力)，N； MR――单个管口上的合力矩，N•m。 FR = (Fx2＋Fy2＋Fz2)1/2 MR = (Mx2＋My2＋Mz2)1/2 式中

Fx、Fy、Fz――单个管口上X、Y、Z方向的作用力，N； Mx、My、Mz――单个管口上X、Y、Z方向的力矩，N•m。

(2)进汽口、抽汽口和排汽口上的力和力矩合成到排汽口中心处的合力及合力矩应满足以下两个条件：

1)合力和合力矩应满足以下条件： 0.6096 Fc＋MC ≤13.345DC 其中：

Fc――进汽口、抽汽口和排汽口的合力，N；

Mc――进汽口、抽汽口和排汽口的力与力矩合成到排汽口中心处的合力矩，N•m； Dc――按公称直径计算得到的各管口面积之和的当量直径，mm。

当各管口面积之和折合成圆形的折算直径不大于230mm时，Dc =折算直径；当各管口面积之和折合成圆形的折算直径大于230mm时，Dc =(折算直径+460)/3。 2) FC和MC在X、Y、Z三个方向的分力和分力矩应满足以下条件： |Fcx| ≤8.756Dc |Fcx| ≤13.345Dc |Fcy| ≤21.891Dc |Fcy| ≤6.672Dc |Fcz| ≤17.513Dc |Fcz| ≤6.672Dc 式中

Fcx、Fcy、Fcz―― Fc在X、Y、Z方向上的分力，N；

Mcx、MCy、Mcz――MC在X、Y、Z方向上的分力矩，N•m。

(3)对于具有向下排汽口的凝汽式汽轮机，其排气口安装元约束膨胀节时，允许存在由压力引起的附加力(此附加力垂直于排出口法兰面并作用于中心)。对于此种汽轮机，在进行(1)、(2)两项校核过程中，计算排汽口上的垂直分力时不包括压力荷载。 对于具有向下排汽口的凝汽式汽轮机，还应进行如下校核：

同时考虑压力荷载和其它荷载时，如果作用于排汽口的垂直分力不超出排汽口面积的0.1069倍，则认为压力荷载在排汽口引起的作用力是允许的。力的单位为N，面积单位为mm2。 9. 对高温管道，用较厚的管子代替较薄的管子时，应注意什么问题？

答：管子壁厚的增加提高了管道的刚度，增加了管壁截面积和自重，因而必须对管道的柔性进行分析，以校核固定点、设备管口和各支吊架的载荷，还应校核弹簧支吊架的型号是否合适。

10. 塔顶部管口的热膨胀量(初位移)应如何确定？

答：塔顶部管口可分三类处理，即封头中心管口、封头斜插管口和上部简体径向管口，管口的热膨胀量分别按下列方法确定： (1)封头中心管口热膨胀量的计算

封头中心管口只有一个方向的热膨胀，即垂直方向，考虑到从塔固定点至封头中心管口之间可能存在操作温度和材质的变化，故总膨胀量按下式计算：

ΔY =Llαl(tl－t0)＋L2α2 (t2－t0)＋……＋Liαi(ti－ t0) ――（5－1） 式中

ΔY――塔顶管口总的热膨胀量，cm；

Li――塔固定点至封头中心管口之间因温度和材质变化的分段长度，m；

Αi――线膨胀系数，由20℃至ti℃的每米温升1℃时的平均线膨胀量，cm/m•℃； Ti――各段的操作温度，℃； To――安装温度，一般取20℃。 (2)封头斜插管口热膨胀量的计算

封头斜插管口有两个方向的热膨胀，即垂直方向和水平方向的热膨胀，垂直方向的热膨胀量计算同（5－1）式，水平方向的热膨胀量按下式计算： ΔX = Lαl(t －to) ――（5－2） 式中

ΔX――封头斜插管口水平方向的热膨胀量，cm；

L――塔中心线距封头斜插管口法兰密封面中心的水平距离，m；

α1――线膨胀系数，由20℃至t℃的每米温升1℃时的平均线膨胀量，cm/m•℃； t――塔顶部的操作温度，℃； to――安装温度，一般取20℃。

(3)上部简体径向管口热膨胀量的计算

上部简体径向管口有两个方向的热膨胀，即垂直方向和水平方向的热膨胀，垂直方向的热膨胀量计算同式(5－1)，水平方向的热膨胀量按下式计算； ΔX = Lαl(t －to) (5－3) 式中

ΔX――上部筒体径向管口水平方向的热膨胀量，cm；

L――分馏塔中心线距上部简体径向管口法兰密封面的距离，m；

α1――线膨胀系数，由20℃至t ℃的每米温升l℃时的平均线膨胀量，cm/m•℃； t――塔上部的操作温度，℃； t0――安装温度，一般取20℃。

11. 在管道柔性设计中，计算温度取正常操作温度，是否总是偏于安全？

答：在管道柔性设计中，计算温度取正常操作温度，并非总是偏于安全的。因为，在进行管道柔性设计时，不仅应考虑、正常操作条件下的温度，还应考虑开车、停车、除焦、再生等情况。

12. 在石油化工管道设计中可能遇到哪些振动？ 答：在石油化工管道设计中常见的振动有： (1)往复式压缩机及往复泵进出口管道的振动； (2)两相流管道呈柱塞流时的振动； (3)水锤；

(4)安全阀排气系统产生的振动；

(5)风载荷、地震载荷引起的振动。

13. 往复压缩机、往复泵的管道振动分析应包括哪些内容？ 答：振动分析应包括：

1) 气(液)柱固有频率分析，使其避开激振力的频率；

2) 压力脉动不均匀度分析，采用设置缓冲器或孔板等脉动抑制措施，将压力不均匀度控制在允许范围内；

3) 管系结构振动固有频率、振动及各节点的振幅及动应力分析，通过设置防振支架，优化管道布置，消除过大管道振动。

14. 何谓共振？在往复式机泵管道设计中可能引发共振的因素有哪些？可采用哪些措施避免发生共振？

答：当作用在系统上的激振力频率等于或接近系统的固有频率时，振动系统的振幅会急剧增大，这种现象称为共振。

在往复机泵管道设计中可能引发共振的因素有：管道布置出现共振管长；缓冲器和管径设计不当造成流体固有频率与激振频率重叠导致气(液)柱共振；支承形式设置或管道布置不当等造成管系机械振动固有频率与激振动频率重叠。要避免发生共振，应使气(液)柱固有频率、管系的纺构固有频率与激振力频率错开。管道设计时应进行振动分析，合理设置缓冲器，避开共振管长，合理布置管道和设置支架。

15. 管道柔性设计和防震设计有何关系？

答：管道的柔性设计是保证管道有足够的柔性以吸收由于热胀、冷缩及端点位移产生的变形。防振设计是保证管系有一定的刚度，以避免在干扰力作用下发生强烈振动。管道的布置及支架设置在满足柔性设计的要求同时还要满足防振设计要求。 什么是气体的压力脉动？压力脉动用什么指标来衡量？

答：往复压缩机的活塞在气缸中进行周期性的往复运动，引起吸排气呈间歇性和周期性，管内气体压力不但随位置变化，而且随时间作周期性变化，这种现象称为气体压力脉动。压力脉动的大小通常用压力不均匀度来衡量。往复式压缩机和往复泵的进出口管道除应进行柔性设计外，还应考虑流体压力脉动的影响。压力不均匀度δ的表达式如下： δ=[(Pmax－Pmin)/P0] X 100％ 式中

Pmax――不均匀压力的最大值(绝压)，MPa； Pmin――不均匀压力的最小值(绝压)，MPa；

P0――平均压力(绝压)，P0 = (Pmax＋Pmin)/2，MPa。 17. 什么是疲劳破坏？疲劳破坏一般发生在什么地方？

答：疲劳破坏是指，在循环荷载的作用下，发生在构件某点处局部的、永久性的损伤积累过程，经过足够多的循环后，损伤积累可使材料产生裂纹，或使裂纹进一步扩展至完全断裂。疲劳损伤一般发生在应力集中处，例如管道的支管连接处。 18. 评定标准

1) 常用钢管材料的许用应力可参照《石油化工管道柔性设计规范》附录C选取。

2) 管道由于热胀、冷缩和其他位移受约束而产生的二次应力范围不得大于按下式计算的许用应力范围。

[σr]t = f(1.25[σ]10 +0.25[σ]t) ――（5－4） 式中：

[σr]t ――管道材料的许用应力范围，MPa；

[σ]10――管道材料在安装温度下的许用应力， MPa； [σ]t――管道材料在计算温度下的许用应力， MPa；

f――在预计寿命内，考意循环总次数影响的许用应力范围的减小系数， 按下表选取。

3) 当计算的应力范围不能满足式（5－4）要求、且内压和外部持续荷载产生的一次纵向应力σL低于[σ]t时允许将[σ]t与σL的差值加在许用应力范围中，以扩大二次应力的许用范围。在此情况下，许用应力范围应按下式计算。

[σr]t = f[l.25([σ]10＋[σ]t)－σL] ――（5－5） 式中：

σL――由内压和外部持续荷载产生的一次纵向应力，MPa。

4) 对弯头、三通等连接处应考虑柔度系数和应力增强系数，并按《石油化工管道柔性设计规范》附录D计算。三通的柔度特性与其肩部结构有关，选用三通时应予以考虑。 5) 为保证法兰连接的可靠性，法兰设计压力不应小于按下列公式确定的数值。 PFD = P＋Peq ――(5－6)

Peq = (16M/πDG3)＋(4F/πDG2) ――(5－7) 式中：

PFD ――法兰设计压力，MPa； P――管道设计压力，MPa；

Peq――管道操作时，作用在法兰连接处的弯矩和轴向力的当量压力，MPa； M――管道操作时作用在法兰连接处的弯矩，N•mm； DG――垫片压紧力作用中心圆直径，mm；

F――管道操作时作用在法兰连接处的轴向力(N)。在计算中只考虑使管道受拉伸时的轴向力当轴时管道受压缩时，取F=0。

6) 管道作用在设备或固定点上的推力和力矩应按下列原则计算：

(1) 按热胀、冷缩、端点附加位移、有效冷紧、自重和支吊架反力等条件计算管道工作状态下的推力和力矩；

(2) 按冷紧、自重和支吊架反力等条件计算冷态下的推力和力矩；

(3) 对于无中间约束的两端固定的管道，其推力和力矩的瞬时最大值可接下列公式计算： Rm = R(1－2C/3)Em/Ea ――(5－8)

Ra = CR 或 Ra= Cl R(取其中最大值) ――(5－9) C1 = 1－[σ]t•Ea/σr•Em ――(11) 式中：

Rm――在最高或最低计算温度下的瞬时最大推力(N)或力矩(N•m)； R――按全补偿值及Ea为基础计算的推力(N)或力矩(N•m)； C――冷紧比，无冷紧时C=0；100%冷紧时C=1.0； Ea――安装温度下管道材料的弹性模量，MPa；

Em――最高或最低计算温度下管道材料的弹性模量，MPa； Ra――安装温度下的估计瞬时推力(N)或力矩(N•m)； Cl――估计的自均衡系数；

σr ――管道由于热胀冷缩和其他位移产生的二次应力，MPa。

7) 设备管口的允许推力和力矩应由制造厂提出，当制造厂无数据时，可接下列规定进行核算。

(1) 离心泵管口的允许推力和力矩应符合API 610的规定；

(2) 蒸汽轮机管口的允许推力和力矩应符合NEMA SM23的规定； (3) 离心压缩机管口的允许推力和力矩应符附合API 617的规定； (4) 空冷器管口的允许推力和力矩应符合API 661的推荐值。 8) 加热炉接管的允许推力和力矩应符合下列要求：

(1) 加热炉接管的允许推力和力矩应由加热炉设计单位确定； (2) 加热炉接管的位移应由加热炉设计单位提出。

9）压力容器管口的允许推力和力矩应由压力容器设计单位提出，否则，管道施加在压力容器的力和力矩应由压力容器设计单位确认. 第六章 材料力学基础知识

1. 材料的强度理论有几种？在管道强度设计中主要采用第几强度理论？ 答：材料的强度理论有四种，分别是：

1) 第一强度理论――最大拉应力理论，其当量应力S =σl。它认为引起材料断裂破坏的主要因素是最大拉应力。亦即不论材料处于何种应力状态，只要最大拉应力达到材料单项拉伸断裂时的最大应力值，材料即发生断裂破坏。

2) 第二强度理论――最大伸长线应变理论，其当量应力 S =σ1－μ(σ2＋σ3)

它认为引起材料断裂破坏的主要因素是最大伸长线应变。亦即不论材料处于何种应力状态，只要最大伸长线应变达到材料单向拉伸断裂时的最大应变值，材料即发生断裂破坏。

3) 第三强度理论――最大剪应力理论，其当量应力S =σ1－σ3。它认为引起材料屈服破坏的主要因素是最大剪应力。亦即不论材料处于何种应力状态，只要提大剪应力达到材料屈服时的最大剪应力值，材料即发生屈服破坏。

4) 第四强度理论――变形能理论，其当量应力为： S = [1/(2)1/2][(σ1－σ2)2 ＋(σ2－σ3)2＋(σ3－σ1)2 ] 1/2

它认为引起材料屈服破坏的主要因素是材料内的变形能。亦即不论材料处于何种应力状态，只要其内部积累的变形能达到材料单向拉伸屈服时的变形能值，材料即发生屈服破坏。 在管道强度设计中主要采用最大剪应力强度理论。 2. 什么是弹性变形？什么是塑性变形？

答：构件或物体在外力作用下产生变形，当外力除去后能完全恢复其原有形状，不遗留外力作用过的任何痕迹，这种变形称为弹性变形。构件或物体在外力作用下产生变形，当外力去除后，构件或物体的形状不能复原，即遗留了外力作用下的残余变形，这种变形称为塑性变形。 3. 弹性体的应力与应变服从什么关系？

答：弹性体的应力与应变服从广义虎克定律，其具体表达式如下： εx =（1/E）[σx －ν(σy +σz)] εy=（1/E）[σy－ν(σz＋σx)] εz=（1/E）[σz －ν(σx+σy)] γxy=τxy/G γyz=τyz/G γzx=τzx/G 式中

εx、εy、εz――分别为X、Y、Z三个方向的线应变；

σx、σy、σz――分别为X、y、Z三个方向的正应力，MPa；

τxy、τyz、τzx――分别为XY、YZ、ZX三个平面内的剪应变； MPa； γxy、γyz、γzx――分别为XY、YZ、ZX三个平面内的剪应力； E――材料的弹性模量，MPa； ν――材料的泊松比；

G――材料的剪切弹性模量，MPa。 G与E和ν之间有如下关系： G=E/2(1+ν)

4. SH3059-2001《石油化工管道设计器材选用通则》都对哪些压力管道元件的强度计算做出了规定？

答：SH3059-200l《石油化工管道设计器材选用通则》对以下压力管道元件的强度计算做出了规定：

1) 金属直管；

2) 弯管、弯头及斜接弯头； 3) 三通；

4) 盲板与平板封头； 5) 开孔补强。

5. 管道开孔补强有哪些方法？ 答：管道开孔补强有两种方法：

1) 补强圈补强――以全熔透焊缝将内部或外部补强圈与支管、主管相焊。

2) 整体补强――增加主管厚度，或以全熔透焊缝将厚壁支管或整体补强锻件与主管相焊。 6. 采用补强圈补强时应遵守哪些规定？ 答：应遵守下列规定：

1) 采用的钢材标准抗拉强度σb≤540 MPa； 2) 主管壁名义厚度δn≤38 mm； 3) 补强圈厚度应不大于1.5δn。

7. 压力管道钢材的许用应力应如何选取？

答：根据GB150－1998《钢制压力容器》，压力管道钢材许用应力应按下表规定选取：

注：①对奥氏体高合金钢制受压元件，当设计温度低于蠕变温度范范，且允许有微量的永久变形时，可适当提高许用应力至0.9σst(σ0.2t)，但不超过

σst (σ0.2t)/l.5。此规定不适用于法兰或其它微量永久变形就产生泄漏或故障的场合。 表中 σb――钢材常温抗拉强度最低亿值，MPa；

σs(σ0.2)――钢材常温屈服点(或0.2%屈服强度)，MPa；

σst(σ0.2t )――钢材在设汁温度下的屈服点(或 0.2%屈服强度)，MPa σDt――钢材在设计下经l0万小时断裂的持久强度的平均值，MPa； σnt――钢材在设计温度下经10万小时蠕变为1%的蠕变极限， MPa. 8. 法兰用螺栓的强度安全系数为什么比其它受压元件的安全系数大？

答：为了满足法兰静密封的要求，结合螺栓承载的特点，考虑了下列因素： 1) 在旋紧螺栓时，初始应力可能大于设计值；

2) 法兰与螺栓的温度差以及两者线膨胀系数的不同会引起热应力。

9. 何谓管件的柔性系数和应力增强系数，它们在管道柔性设计中有何用途？

答：柔性系数：弯管(或弯头)在承受弯距后，管子的截面会发生椭圆化，即扁平化。这样，在应力计算中犹如弯管截面惯性矩减少了K倍，刚度下降。若以同一弯矩值作用在弯管上比作用在直管上其位移量会大K倍。

应力增强系数：在疲劳破坏循环次数相同的情况下，作用于直管的名义弯曲应力与作用于管件的名义弯曲应力之比。

柔性系数和应力增强系数是在进行管道柔性设计中考虑弯管、三通等管件柔性和应力的影响所采用的系数。管道中的弯管在弯矩作用下与直管相比较，其刚度降低柔性增大，同时应力也将增加，因此，在计算管件时就要考虑它的柔性系数。而管道中的三通等管件，由于存在局部应力集中，在验算这些管件的应力时，则采用了应力增强系数。

10. 什么是蠕变，什么是应力松驰？二者有何异同？

答： 蠕变是指金属在高温和应力同时作用下，应力保持不变，其非弹性变形随时间的延长缓慢增加的现象。高温、应力和时间是蠕变发生的三要素.应力越大、温度越高，且在高温下停留时间越长则蠕变越甚。

应力松驰是指在高温下工作的金属构件，在总变形量不变的条件下其弹性变形随时间的延长不断转变成非弹性变形，从而引起金属中应力逐下降并趋于一个稳定值的现象。

蠕变和应力松驰两种现象的实质是相同的，都是高温下随时间发生的非弹性变形的积累过程。所不同的是应力松弛是在总变形量一定的特定条件下一部分弹性变形转化为非弹性变形；而蠕变则是在恒定应力长期作用下直接产生非弹性变形。 11. 什么是应力？

应力是指材料单位面积上的力。它避开了管道及元件规格尺寸、壁厚等因素的影响，只要外部荷载使材料产生的应力超出材料本身的强度指标，即认为管道及其元件将发生强度破坏。 12. 管道元件变形的几种基本形式 1) 拉伸和压缩 F = σ•A σ＝F/A≤[σ]

已知力F和材料的许用应力，可求管道的截面积。 A＝F/[σ] 式中

F――管道受力（拉力时为正，压力时为负），N；

σ――管道截面的应力（拉力时为正，压力时为负），MPa； A――管道的截面积，

[σ]――材料的许用应力，MPa。 2) 剪切 F＝τ•A

τ＝F/A≤[τ] 式中

F――管道受力，N；

τ――管道截面的剪应力，MPa； A――管道的截面积，

[τ]――材料的许用剪应力，MPa。

材料的许用剪应力和材料的许用应力存在下列近似关系：

对塑性材料：[τ]＝（0.6～0.8）[σ] 对脆性材料：[τ]＝（0.6～1.0）[σ] 3) 扭转

最大的剪应力发生在管道横截面的最外圆上。 τmax ＝Mn/Wn

Wn＝π（D4－d4）/16D 式中

τmax――最大扭转剪应力，MPa； Mn――管道截面上的内力矩， Wn――管道的抗扭截面模量， D、d――管道的内外径，

[τ]――材料的扭转许用剪应力，MPa。

材料的扭转许用剪应力和材料的许用应力存在下列近似关系： [τ]＝（0.5～0.6）[σ] 4) 弯曲

σmax ＝M/Wz≤[σ]

Wz＝π（D4－d4）/32D 式中

σmax――最大应力（在管道弯曲的最外侧），MPa； M――管道截面上的弯矩， Wz――管道的抗弯截面模量， D、d――管道的外、内径。

5) 在实际工程中很少有管道仅受单一的拉压、剪切、扭转或弯曲荷载，而是两种或多种荷载同时作用，这样使得应力的求解变得复杂起来。通过长期实践和总结，建立复杂应力状态下的强度条件，这样的一些假说通常称其为强度理论。 13. 直管道受内压情况下的应力

径向应力σr和环向应力σθ沿管道壁厚分布是不均匀的，且内壁上的值最大。轴向应力σz沿管道壁厚均匀分布。

σr＝Ri2P(1－Ro2/r2)/(Ro2－Ri2) σz＝PD/4S σθ＝PD/2S 参考材料：

1. 石油化工管道柔性设计规范 SH/T 3041－2002 2. 全国压力管道设计审批人员考核培训教材 3. 压力管道技术

4. 压力管道应力分析审核人培训讲义