排汽反力计算

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安全阀排汽量及排汽反力的计算问题

安全阀排汽量及排汽反力的计算问题结合实际工程，对安全阀排汽管道的各个水力计算公式进行验证计算，比较按照不同公式计算得到的安全阀排汽量和排汽反力，得出结论。

推荐工程计算中适用的安全阀排汽反力的简便计算公式。

安全阀作为一种承压设备及管道上使用的安全设备，广泛应用在电力、石油化工等各行业，能有效保护承压设备及管道，降低设备损失率，避免严重运行事故。

安全阀按其结构形式可分为4 大类：静重式安全阀;杠杆式安全阀; 弹簧式安全阀;和脉冲式安全阀。

目前电站系统中应用的安全阀大部分是弹簧全启式安全阀，其主要结构由阀体、阀芯、阀座、阀杆、弹簧、调整螺丝手柄等组成，各部件可参见其工作原理是弹簧作用于阀芯的反作用力来平衡作用在阀芯上的蒸汽压力。

当蒸汽压力超过弹簧的反作用力时，弹簧被压缩，阀芯抬起离开阀座排出蒸汽。

当蒸汽压力小于弹簧的反作用力时，弹簧伸长将阀芯往下压使阀芯和阀座紧密结合停止排汽。

在工程设计中，压力容器及管道若使用安全阀进行保护，则必须进行安全阀排汽管道的水力计算，这关系到安全阀及其所保护的承压设备及管道能否安全工作。

安全阀的水力计算是安全阀及其所附属蒸汽管道系统应力分析的重要部分，是保障安全阀正常工作和蒸汽管道系统合理设计的关键前提。

是安全阀排汽管道支吊架设计的前提基础。

安全阀的水力计算主要指安全阀排汽管道的排汽量和排汽反力计算。

虽然很多工具书及规范手册中分别单独介绍了不同的安全阀排汽管道的排汽量及排汽反力的计算方法。

但很少有工具书和规范对安全阀排汽管道的排汽量及排汽反力的各个计算方法有详尽、系统和全面的对比分析。

因此本文罗列常用的安全阀排汽管道的水力计算公式，并以某实际工程为例，分析各个不同水力计算公式得出的计算结果，推荐在实际工程上方便适用的安全阀水力计算公式。

从表1 可见：按照《汽水管规》方法计算的安全阀排汽管道的排汽反力较另外2 种方法计算的结果偏小，按照《电站压力式除氧器安全技术规定》和《AP 对于工程设计中安全阀排汽反力计算来说，《汽水管规》中的计算方法较为复杂，公式涉及的排汽参数更多，计算较为不便，且计算结果比按照AP 按照AP4、结语通过上述方法计算得到的安全阀水力计算结果是可以用来作为工程设计中安全阀排汽管道系统设计的基础数据，保障安全阀及排汽管道系统的稳定可靠，从而确保整个系统的安全。

田松岩-反力式涡轮的设计计算

大作业-反力式涡轮的设计计算一.反力式涡轮参数的选择在具有冲击式涡轮的供应系统(无补燃发动机系统)中，由燃气发生器产生的富燃燃气驱动涡轮，涡轮不冷却，富燃燃气的温度在1000～1200K 的范围内，比富氧燃气的允许温度(600～800K)高得多。

另外，富燃燃气的气体常数比富氧燃气的气体常数大一些，这些都有利于减小需通过涡轮的燃气流量。

涡轮流量mt q 是具有冲击式涡轮的供应系统的主要参数之一。

mt q 值越小，发动机的比冲就越高。

涡轮流量mt q 可由泵和涡轮的功率平衡：T Pf Po N N N =+泵的需用功率降低，可减小通过涡轮的燃气流量，因此应尽量提高泵的效率。

选定泵的结构并确定其效率后，可根据功率平衡求出所需的涡轮燃气流量，由此确定涡轮的效率。

涡轮入口压力(燃气发生器压力)取决于氧化剂泵的出口压力。

当用燃料冷却推力室时，燃料泵出口压力比氧化剂泵的出口压力高。

涡轮出口压力之值取决于涡轮排气是直接排入周围环境还是导入辅助喷管。

冲击式涡轮计算的原始数据为：(1)涡轮的设计功率：涡轮功率T N 由泵所需的功率决定，由涡轮泵装置设计任务给定：其中，T N —涡轮的设计功率，又称涡轮的轴功率；Pf N —燃料泵的轴功率； Pf N —氧化剂泵的轴功率。

(2)涡轮的设计角速度：涡轮的设计转速ω由泵不发生汽蚀时允许的最大角速度确定； (3)涡轮工质的物理常数和温度：涡轮进口总压*0P 、进口总温*0T 、和出口静压2P ；涡轮工质的绝热指数k 和气体常数R 。

二.反力式涡轮参数的选择1.反力式式涡轮基本参数的确定1)涡轮功率 T 4300kw N = (由涡轮泵的计算得出) 2)角速度 2410rad/s ω= (由泵的计算得出) 3)燃气流量 T 85kg/s m = (由涡轮泵的计算得出) 4)入口滞止压强 *014MPa p = (由涡轮泵的计算得出) 5)出口压力 210MPa p = (由涡轮泵的计算得出)6)入口滞止温度 *0700K T = (给定) 7)气体常数 280J/(kg K)R =⋅ (给定) 8)绝热指数 1.33k = (给定) 2.涡轮圆周速度和平均直径的确定9)(膨胀)压比 1.4δ= (给定) 10)绝热功*ad 011[1]1()k kkL RT k δ-=--= 1.331.33−1×280×700×[1−11.41.33−11.33]=63.27kW12)反力度T 0.2ρ= (给定)13)速度比ad0.52uc = 14)绝热速度ad c = 2×63270=355.73m/s15)圆周速度 u = 0.52×c ad =184.98m/s 16)平均直径 ave 2uD ω==2×184.982410=0.1535m2.喷嘴叶栅高度的确定17)喷嘴装置的绝热功 01a d T0a d(1)L L ρ=-== 1−0.2 ×63.27=50.62 kW由2ad 01ad T 0ad 0ad1L LL L ρ==-计算得到。

安全阀排汽反力计算

安全阀排汽计算计算管道名称:
原始数据项目压力符号
安全阀入安全阀整定安全阀入口安全阀入口口蒸汽比蒸汽温度蒸汽焓值容排汽管排汽管排汽安全阀额定出安全阀出口入口内出口内管道力管内径径径长度排汽管排汽管末端摩擦系背压数局部阻力系数安全阀喉部安全阀流直径量系数
139.696 oC 三、排汽管进口参数计算(断面3-3): P3= 10689.74 kgf/m2.a V3= 171.2443 kgf/m2.a
t 4=
v3= 1.872346 m/s
t3= 140.4725
o
C
四、排放过程的几个判断 1、判断2-3端面的蒸汽流动是否满足S3>=S2（熵增校验）合格 2、动量校验合格 3、背压校验由于安全阀出口为非临界态，故无须校验 4、判断是否反喷闭式排汽，无须验算反喷排汽阻力偏大,建议增大管径！五、排汽管道排汽作用力计算（不包括热胀力、自重及外载等） 1、安全阀出口受力F2（2-2端面，与汽流方向相反） F2= 556.4014 kgf 2、排汽管入口受力F3（3-3端面，与汽流方向一致） F3= 556.4014 kgf 3、排汽管出口受力F4（4-4端面，与汽流方向相反） F4= 391.6104 kgf 4、排汽管道受力F(当排汽管为直管时) F= 948.0118 kgf（正值为向上，负值为向下）如果排汽管道不是直管，则其上各支吊点受力须进行分析。
例题1
排放型式
1
0：开式（疏水盘型）；闭式（直连型）
1：
P整定
2
t0
C 147.6
o
i0
kcal/kg 2747.295
v0
m /kg 0.4677

API RP520和ASME B31.1中关于安全阀排汽反力计算公式的比较

Ｆ＝ＷＶ＋（ｐ—ｐ）Ａ
（６）
式中Ａ—— 排汽管流通面积，ｍｍ。；
ａ、ｂ—— 气体常数，可查ＡＳＭＥＢ３１．１标准
附录ＩＩ中表ＩＩ－２．２．１；
。— — 安全阀进口处气体的焓值，Ｊ／ｋｇ；
Ｐ— — 泄放时排放口处的临界压力（绝
安全十分重要。
工程中常用的计算安全阀排汽反力的标准主要有ＡＳＭＥＢ３１．１和ＡＰＩＲＰ５２０。笔者针对这两
种标准给出的计算方法进行比较和探讨。１ＡＳＭＥＢ３１．１对安全阀排汽反力的计算过程
在ＡＳＭＥＢ３１．１对开式排放系统的反作用力的计算
第４３卷第１期
化工机械
１７
ＡＰＩＲＰ５２０和ＡＳＭＥＢ３１．１中关于安全阀排汽反力计算公式的比较
方立魏丽
（中石化上海工程有限公司）
摘要介绍了ＡＰＩＲＰ５２０和ＡＳＭＥＢ３１．１两种标准给出的安全阀排汽反力的计算方法，并通过公式
推导和实例计算进行两种方法的比较，得出：对理想气体的计算，两种标准给出的公式是等价的；在工程
应用中，将过热蒸汽视为理想气体进行计算时，采用ＡＰＩＲＰ５２０给出的计算公式更方便快捷。
全阀的设定起跳压力时，安全阀通过其阀瓣开启

除氧器安全阀选择及排汽反力计算

除氧器安全阀选择及排汽反力计算
除氧器安全阀选择及排汽反力计算
一、安全阀最大排汽量计算
G=0.00525*C0*A*P
P=1.1*p+101.325
式中:C0—流量系数0.6
A—安全阀喉部截面
积mm27854
P—安全阀入口蒸汽
压力KPa 1311.325
p—安全阀整定压力KPa 1100
G—安全阀最大排气
量kg/h 32442 二、安全阀排汽反力计算
1 安全阀排汽反力
F=1.02*G/1000*(i0-1914298)^0.5
i0—安全阀入口蒸汽
焓J/kg 2746016
式中:F—安全阀排汽反力N 30178
2 安全阀排汽反力矩
M=4*F*di/1000
式中:di—安全阀出口直径mm 175
M—安全阀排汽反力矩N-m 21125
安全阀型号:
A48Y-16C DN150
安全阀尺寸表
型号适用的公称压力PN1.6~PN4.0(Mpa)公称直径dn 32 40 50 80 100 150 200
出口直径di (mm) 40 50 65 100
125 175 225
全阀座喉径do (mm) 20 25 32 50 65 100 125
启喉部截面积 A (mm2) 314 491 804 1963 3318 7854 12270 式开启高度h (mm) ≥5 ≥6.25 ≥8 ≥12.5 ≥16.25 ≥25 ≥31.25。

蒸汽安全阀排汽管排汽反力计算

蒸汽安全阀排汽管排汽反力计算摘要针对排汽管道设计计算方法中的几个重要问题进行了分析、讨论和研究，提出了相关的意见，明确了安全阀排汽管排汽反力的计算方法，以及不同计算方法所适应的范围和条件。

关键词：排汽反力；范围和条件1引言安全阀的作用是当系统压力超过最高允许工作压力时，安全阀通过排放一定量的介质以降低系统压力，从而保证系统的安全。

在电厂及锅炉房等热能动力的工程设计中，经常需要进行安全阀排汽管道的水力计算及排汽反力计算。

根据不同排汽管道的结构形式和安全阀前蒸汽的温度、压力、焓值以及安全阀的实际排放量等参数，计算出排汽管道不同位置蒸汽的温度、压力、流速和排汽反力，从而确定排汽管道的压力等级、管道材质和支吊架荷载等。

但大多工具书中很少有系统、全面的介绍，且在有的工具书和规范中，计算公式有误，对工程计算可能会有误导作用。

目前，国内规范中,在电力工业部DL/ T 5054—1996《火力发电厂汽水管道设计技术规定》中给出相关的计算公式。

该计算方法是将蒸汽视为理想气体推导而得到的，对于饱和蒸汽,由于其热力学特性已经偏离理想气体，应用该方法的可靠性值得怀疑。

在国外规范中，排汽管道的计算方法目前仅在ASME B31. 1¬—2007中以非强制性规定的方式给出了计算公式。

该计算方法与文献[ 1 ]所推荐的计算方法不同之处是在公式中引入了与水蒸汽的实际热力学特性相关的系数a 、b，两种计算方法中哪一种的计算精度较高,需要进行分析和比较。

本文针对排汽管道设计计算方法中的几个重要问题进行了分析、讨论和研究,提出了相关的意见，希望对于正确进行参数计算有所帮助。

以下就安全阀的水力计算及排汽反力计算的一般步骤进行介绍。

2安全阀排汽管道的计算2.1计算方法排汽管道参数计算示意见图1。

由于阀管长度较短,管道阻力有限,管径较小,压力降不大，并且一般开式结构排汽管道的初参数较高，因此蒸汽在2点达到了临界状态。

目前有2种计算方法计算2点的临界压力和临界流速，一种是按滞止压力和滞止比体积计算，即文献[1]中采用的方法；另一种是按滞止焓值计算，即文献[ 2 ]中采用的方法。

低压缸排汽焓计算方法

低压缸排汽焓的在线计算方法1、热力过程线+汽机能量平衡法计算原理国内电力试验研究所的算法步骤如下：(1) 假设低压缸膨胀终点焓迭代初值；(2) 对低压缸热力过程线按照进汽状态参数点与排汽状态参数点连接成直线；(3) 判断末级或末级是否处于湿蒸汽状态，确定湿蒸汽抽汽计算点。

(4) 依据低压缸膨胀终点焓迭代初值可以计算出低压缸相对内效率lpη，利用下式计算末级抽汽或次末级抽汽的焓值。

lpi eq lp sh h h η-=∆式中：eq h 为所求抽汽点的比焓值；lpi h 为低压缸进汽的比焓值；s h ∆为从低压缸进口至抽汽段等熵焓降；lp η为低压缸效率。

(5) 根据汽机输入输出能量平衡关系, ,pq ELEP h 又可最终转化为湿蒸汽抽汽比焓的函数,即,()pq ELEP eq h f h =。

(6) 当低压缸膨胀终点焓,pq ELEPh 迭代初始值和计算值的差值收敛到较小值ε时，迭代计算停止。

而低压缸实际热力过程线是一平滑的下凹曲线（如图1所示），并不是直线，很明显上述计算误差会增大。

ASME 推荐的算法是进行热力过程线的曲线拟合。

要求根据已知的参数用最小二乘法拟合出的曲线必须是凹的,且在膨胀线终点前不能有拐点,这样在参数测量点有限的情况下用一般拟合方法如多项式拟合等得到的曲线不能满足要求,而须采用某些特殊的拟合函数。

国外常用的公式曲线拟合算法。

文献[3]根据ASME 论文62-WA-209,在预测汽轮机低压部分性能时,对其热力过程线处理上采用了如下的公式：()10()371.0B o B B h h Y s R h h S Z-+=+-+-其中，()()10371.0()B A A B o A B h h Y S S Z R h h ⎧-+⎫⎡⎤-+-⎨⎬⎢⎥⎣⎦⎩⎭=-(/371.0)10Y Z -=Y=650，为热力过程线型系数。

式中:Ah ，AS 分别为热力过程线起始点参数；Bh ，BS 分别为热力过程线终点参数；s ,h 为热力过程线上任一点参数。

安全阀排汽反力计算

安全阀排汽反力计算安全阀是一种常用于工业设备和管道系统中的保护装置，用于避免由于系统内部压力超过预定值而导致的设备或管道破裂。

排汽反力计算是保证安全阀正常工作的重要步骤之一，下面将对排汽反力计算进行详细介绍。

首先，排汽反力计算需要确定以下参数：1.安全阀额定排汽能力（Cv）：安全阀具有一定的排汽能力，其数值应能满足系统故障排汽要求。

2. 系统最大排汽量（Qmax）：该参数通常由系统设计要求给出，在安全阀选择时需要参考该数值。

3.反力系数（Kr）：反力系数是安全阀设计中重要的参数之一，直接影响到安全阀的选择和安装。

反力系数是指安全阀启动时受到的反作用力与排气量的比值。

排汽反力计算可以分为以下几个步骤：步骤1：计算排汽阀启动流量（Qs）。

安全阀启动时，会有一定的流量通过排气，需要根据系统设计要求和安全阀特性曲线来确定。

步骤2：计算系统最大排汽速率（Vmax）。

系统最大排汽速率可以通过以下公式计算：Vmax = (Qmax / 3600) / A其中，Qmax为系统最大排汽量，A为安全阀出口断面积。

步骤3：计算反力系数（Kr）。

反力系数的计算需要参考安全阀的设计手册，根据阀门孔径、阀座直径等参数进行计算。

步骤4：计算排汽反力（Fr）。

排汽反力是由排汽流量对阀座产生的压力差引起的。

可以通过以下公式计算：Fr=(Qs/Cv)*Kr其中，Qs为排汽阀启动流量，Cv为安全阀额定排汽能力，Kr为反力系数。

步骤5：判断排汽反力是否超过安全阀的承载能力。

安全阀的设计应能满足排汽反力的要求，以保证系统的安全运行。

综上所述，安全阀排汽反力计算是保证安全阀正常工作的重要步骤。

通过计算排汽阀启动流量、系统最大排汽速率、反力系数等参数，可以准确地计算出排汽反力，并判断其是否超过安全阀的承载能力。

这对于系统的正常运行和设备的安全非常重要。

安全阀排汽量及排汽反力的计算问题

当蒸汽压力超过弹簧
图１弹簧安全阀结构示意图
范》（以下简称《汽水管规》）附录Ｃ．８安全阀的选择计算中，对于装设在锅炉汽包、过热器和再热器处等安全阀。或者设计压力大于等于１ＭＰａ的蒸汽管道或者容器上的安全阀．在缺乏制造厂的资料时．可以按照排放源为过热蒸汽还是饱和
蒸汽．由下面２个公式进行计算。当排放源为过热蒸汽时．排汽量为：
Ｇ＝０．００２４Ｘ１ＩｎＦｘ／ｅｏ／Ｖｏ（３）
的反作用力时．弹簧被
压缩．阀芯抬起离开阀座排出蒸汽。当蒸汽压力小于弹簧的
因此本文罗列常用的安全阀排汽管道的水力计算公式。
蒸汽在安全阀后的绝对压力／ＭＰａｆ确定Ｐ，需要考虑阀后管
道及附件的阻力）；ｎ一并联装设的安全阀数量，个；ｌａ，、：一安全阀的流量系数．由试验确定或者按照制造厂资料取值，一般ｍ可取为０．９，ｔｘ２取为０．６；Ｂ一考虑蒸汽－ｎＩＮ缩性的修正系数，与绝热指数ｋ，压力比Ｐ。，阻力等因素有关，对于水，
安全阀的排放参数是指安全阀起跳时的参数．包括压
力．温度。流量和排放比等。安全阀所处蒸汽系统的额定压力和安全阀的整定压力之间的关系按《蒸汽锅炉安全技

火电机组启动蒸汽吹管导则

符合标准要求。
２．２吹管参数选择２．２．１吹管系数按下式计算：吹管系数＝（吹管时蒸汽流量）ＺＸ（吹管时蒸汽比容）／（额定负荷蒸汽流量）２Ｘ（额定负荷时蒸汽比容）２．２．２锅炉过热器、再热器及其蒸汽管道系统吹洗时应符合
研究院：
为规范火电机组的启动蒸汽吹管工作和试生产期间的性
能试验工作，提高火电机组建设的质量和水平，我部组织编写
了《火电机组启动蒸汽吹管导则》和《火电机组启动验收性能试验导则》。现颁发给你们，请贯彻执行，并将执行中的间题及
时上报。
附件：一、火电机组启动蒸汽吹管导则二、火电机组启动验收性能试验导则中华人民共和国电力工业那（章）
改善运行期间的蒸汽品质。应强调指出，不能期望吹管能清除
所有杂物，首先应从制造、安装工艺上消除杂物的积存，吹管只能作为最后的一道补充手段。
１．２吹管的主要范围１．２．１１．２．２１．２．３１．２．４锅炉过热器、再热器及其系统。主蒸汽管、再热蒸汽冷段管及热段管。高压旁路系统。汽动给水泵汽源管路。
两次吹洗宜停留１２ｈ的间隔。
３．２．２降压吹洗要点３．２－２．１降压吹洗时，用点火燃料量升压到吹洗压力，保持
点火燃料量或熄火，并迅速开启控制门，利用压力下降产生的附加蒸汽吹管。
３．２－２．２降压吹洗一般采用燃油或燃气方式，燃料投入量以
再热器干烧不超温为限。３．２－２．３每小时吹洗不宜超过４次。
１吹管的目的和范围
１．１吹管的目的

有关锅炉吹管的计算公式.doc

有关锅炉吹管的计算公式1.吹管时蒸汽排汽口的反作用力:P＝G·V/g式中: P-反作用力 kgG-蒸汽流量 t/hV-流速 m/sg-重力加流速9.81 m/s22.吹管时蒸汽流速V＝G·υ/F式中: G-蒸汽流量 t/hV-流速 m/sυ-比容 m3/kgF-蒸汽排出口管截面积m2设:排汽口管子直径d为Ф720×10，G=600t/h=166.7kg/sp=G×G×υ/(F×g)= G2·υ/(g×0.785·d2)＝G2·υ/9.81·0.785·d2＝G2·υ/7.701·d2＝(166.7)2·υ/7.701·(0.7)2＝7364.39·υV＝G·υ/F＝166.7·υ/0.785·d2＝166.7·υ/7.701·(0.7)2＝433.38·υ3.吹管时蒸汽流速、蒸汽排出口的反作用、排汽口出口压力、排汽口出口温度与比容之间的关系,见下表。

了吹管效果。

4.吹管时蒸汽排汽口的膨胀量膨胀量＝L×KK-1.3mm/100℃·m5.吹管系数的定义如下：K＝G·W/Gm·Wm= G2V/ G2m·Vm (1)由于吹管过程中无法迅速测定G、W、V，经公式推导可变为下列式表明：K＝G2V/ G2m·Vm≈△P/△Pm (2)式中：G、W、V——分别为吹管时吹洗管段的蒸汽流量、流速、比容 Gm 、Wm、 Vm——分别为MCR工况时吹洗管段的蒸汽流量、流速、比容△P、△Pm ——分别为吹管时和MCR工况时吹洗管段的压降由（2）式可知，△Pm 为已知值（计算值），吹洗过程中，只需控制△P达到一定值即可获K≥1。

根据研究计算资料，在MCR工况时，汽包至过热器出口蒸汽压降△Pm＝1.164Mpa，再热器进出口压降△Pm＝0.171Mpa，为此，吹管时可以控制汽包至过热器出口蒸汽压降△P2=1.5～2.0 Mpa，或控制再热器进出口压降△P5=0.2～0.3 Mpa，此时吹管系数分别为：K 1＝△P2／△Pm2＝1.08～1.45K 2=△P2／△Pm5＝0.2／0.18～0.3／0.18＝1.11～1.66根据以上要求，对吹管参数选择如下：5.1吹管压力根据压降累计值计算如下，设吹管压力为P，则P＝△Pm1+1.5(△Pm2＋△Pm3＋△Pm4＋△Pm5＋△Pm6) ＋△Pm7＋△Pm8＋0.5△Pm1——吹管门开启过程中汽包压力下降值取0.8 Mpa△Pm2——MCR工况下，过热器压降，已知为1.163 Mpa△Pm3——MCR工况下，主汽管压降，已知为0.77Mpa△Pm4——MCR工况下，冷段管压降，已知为0.18Mpa△Pm5——MCR工况下，再热器压降，已知为0.171Mpa△Pm6——MCR工况下，热段管压降，已知为0.04Mpa△Pm7——吹管排汽和压损，取0.2Mpa△Pm8——吹管集料器压降，取0.3MpaP1＝0.8＋1.5（1.163+0.77+0.18+0.171+0.04）+0.2+0.3+0.5＝5.285 Mpa 本次吹管压力为6.0Mpa5.2压降幅度压降幅度是由吹管控制门的开启、保持、关闭的时间来控制，要求K≥1的保持时间t>90秒，因而吹管控制门A、B全开保持时间不应小于2分钟，累计吹管时间控制在4～5分钟，同时注意汽包饱和蒸汽温度≯42℃，为此取压降幅度为2.9 Mpa。

核电厂开式安全阀排放管道排汽反力计算及支吊架设计

核电厂开式安全阀排放管道排汽反力计算及支吊架设计庞永梅;陈振洪【摘要】文中主要介绍了开式安全阀排放系统系统设计要点,ASME B31.1安全阀排汽反力计算方法,防反喷计算方法及开式安全阀排汽管道支吊架受力情况分析,为核电厂开式安全阀排汽管道设计提供参考.【期刊名称】《应用能源技术》【年(卷),期】2016(000)004【总页数】3页(P16-18)【关键词】安全阀;排汽反力;支吊架设计【作者】庞永梅;陈振洪【作者单位】深圳中广核设计有限公司,广东深圳 518000;深圳中广核设计有限公司,广东深圳 518000【正文语种】中文【中图分类】TM6231.1在核电厂主厂房安全阀排汽管道设计中，排汽管道的排汽反力计算和支吊架设计是一项十分重要的工作。

在实际运行过程中，安全阀排汽管道主要承受排汽反力这种偶然荷载的作用，排汽反力的正确计算和支吊架的适当设置关系到设备的安全运行，保护承压设备及管道，可以有效避免严重运行事故[1]。

安全阀排放系统分闭式和开式两种形式，文中着重介绍开式安全阀排放系统设计及排汽反力计算。

图1为典型的安全阀开式排放系统，在设计排汽管时应注意安全阀入口中心线至排汽管中心线之间的距离l≤4D0，安全阀出口中心线至排汽管距离m≤6D0，D0是排汽管的外径，为减少放空管上固定点的力矩，放空管尽量保证竖直向上。

安全阀放空管道的支架要求能承受泄放时的方作用力和产生的力矩。

通常在安全阀放空管道上靠近最上面排放口处设置固定支架，同时，为了防止安全阀出口产生过大的横向冲击力，在固定支架下面的垂直管道上最好能够设置导向支架。

目前计算安全阀排放管所受力和力矩常用的方法是荷载分析法。

荷载分析及计算方法除考虑安全阀排放管除承受内压、自重等静荷载以外，还要承受排汽的反作用力等动力荷载[2]。

对于安全阀排汽计算来说，电厂设计中常用的有两种方法：一种是按滞止压力和滞止质量体积计算临界参数，《火力发电厂汽水管道设计技术规定》即采用这种方法，另一种是按滞止焓来计算临界参数，ASMEB31.1就是采用的此方法。

吹管导则(2010.7.21)

DL 中华人民共和国电力行业标准DL/T××××—201×火电机组启动蒸汽吹管导则Guide of steam-blowing for thermal power station startup目次前言 (ⅱ)1 吹管目的和范围 (1)2 吹管方式 (1)3吹管参数选择及其质量标准 (1)4 吹管方法 (2)5 吹管临时系统 (3)6 吹管工艺实施要点 (6)7吹管过程安全、健康、环保技术要求 (8)附录A （资料性附录）压降法在吹管工艺中的应用 (10)附录B （规范性附录）蒸汽管道、集箱和受热面钢管常用钢号、特性及其主要应用范围 (12)附录C （资料性附录）吹管时排汽管的反力计算 (13)附录D （规范性附录）集粒器的典型结构 (14)附录E （资料性附录）常用靶板器的结构 (15)参考文献 (17)前言本标准是根据中国电力企业联合会2010年度电力行业标准编制、修订计划项目（××××号文）的安排，对中华人民共和国电力工业部1998年3月颁布的《火电机组启动蒸汽吹管导则》进行修订而编制的。

本标准的修订目的是随着火电机组新型高效锅炉型式的应用和火电机组容量的不断发展而进行的，是为了更好的规范电力行业不同类型的新火电机组的吹管作业，规避系统和运行风险，提高机组投产的安全和经济水平，确保新机组吹管作业的安全和质量。

本标准是在总结和吸收锅炉制造厂及不同容量、不同炉型机组的吹管经验基础上制订的。

本标准适用于100MW及以上汽包锅炉、直流锅炉、循环流化床炉及余热锅炉，其它形式的机组可参照执行。

各单位应根据本导则，结合本厂机组的具体情况，制订详细的蒸汽吹管措施。

本标准经来自全国的有关专家多次讨论后定稿。

主要内容包括吹管范围、吹管方式、吹管参数选择及质量标准、吹管临时系统技术要求、吹管工艺实施要点及安全、健康、环保技术要求等。

管路常用计算公式

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汽容积
v--汽化容积，m3
υ--饱和蒸汽比容,m3
Q--汽化强度
40
喷水量
G2--喷水量,kg/h
41
排汽口直径
Di--排汽口直径,m
42
弓形面积
A--弓形面积，m2
L—弧长,m
c—弦长,m
r—园半径,m
h—弦高,m
43
轴功率
p--轴功率，kw
--阻力,Pa
--密度,kg/m3
44
操作状态
垫片最小压紧力
12
“U”布管园直径
Dt--布管园当量直径,mm
S—换热管中心距，mm
Sn—最小U形管中心距，mm
n/--沿隔板槽一侧管排数
13
换热管的轴向应力
--换热管的轴向应力,MPa
ps—壳程设计压力,MPa
pt--管程设计压力,MPa
d --换热管外径，mm
--一根换热管金属横截面积，mm
--管板材料许用应力，MPa
14
换热管的拉脱力
q--换热管与管板连接的拉脱力，MPa
--换热管与管板连接的长度，mm
--许用拉脱力，MPa
15
管板乘受的载荷
--管板乘受的载荷,MPa
—管板厚，m
Di—管板直径，m
16
筋板的弯距
M--筋板的弯距，MP·m3
pt—管程设计压力，MPa
17
筋板的断面系数
W--筋板的断面系数,m3
b--筋板的厚度，m
--管材线膨胀系数，11×10-6
--壳材线膨胀系数，17.25×10-6
Qt—管壁温度，℃
Qs—壳壁温度，℃
Q0—安装时温度，℃