主蒸汽管道设计压力取值分析
主蒸汽管道水压试验方案
主蒸汽管道水压试验方案一概述1.1 试压范围：A 锅炉集汽集箱出口电动阀门﹙DN300 PN10MPa﹚至#3汽轮机主汽门。
B 减温减压间主蒸汽管阀门﹙DN250 PN10MPa﹚至#2汽轮机联络母管接口1.2 设计参数：主蒸汽管道的工作参数：工作压力3.82MPa、工作温度450℃，管道水压试验压力为4.8Mpa﹙设计压力的1.25倍﹚。
1.3 试验目的：在冷态下检验各承压部件是否严密，强度是否满足设计要求；检验各系统的焊接质量及阀门连接的密封程度；确保蒸汽管道在设计许可的范围内安全有效地运行。
二、编制依据2.1. 施工方案编制依据《电力建设施工及验收技术规范﹙火力发电厂管道篇﹚》 DL5031-94《电力建设施工及验收技术规范（火力发电厂焊接篇）》 DL5007-92《火力发电厂焊接技术规程》DL/T869-2004相关图纸及设计变更记录等有关技术文件三、试压前的准备工作3.1、各个系统管道已经安装完毕，支吊架已按图纸和相关技术要求安装好。
3.2 试验用压力表其精度等级不得低于1.5级，表的满刻度值应为被测最大压力的1.5～2.0倍，压力表不得少于两块，本次试压准备采用量程为10MPa的压力表3.3 符合压力试验要求的水源已经接通，所有参与试压的阀门的启闭位置均应符合试验要求；上水，升压，放水，排气，等设施统统应全部装好；试压设备已准备齐全。
3.4、按试验要求，管道已经加临时试压固定支架，满足试验时水的载重力。
3.5、待试管道与不参与这次水压试验的其他系统之间已用盲板或采取其他措施隔开。
3.6、待试管道上的安全阀、及仪表元件等已拆下或加盲板隔离。
3.7、在泵出口的试压临时管道上装一只PN10MPa压力表；在管道中段容易观察处安装一只PN10MPa压力表。
3.8、准备好水压试验记录，准备必须的检查和修理工具并准备两对对讲机。
3.9、准备好水压试验用的水源，水压试验用水必须是通过化学处理的除盐水，试压用水拟考虑从现有给水泵进水管道上接临时管至试压泵和主蒸汽管；除盐水和试压泵出口高压水从主蒸汽管电动阀门旁路管道进入主蒸汽管。
蒸汽旁路管道的设计及研究
蒸汽旁路管道的设计及研究摘要：蒸汽管道在通蒸汽时候都需要暖管，且暖管的过程需要缓慢的进行，由于闸阀只能在全开或全关状态下运行，并且阀板前后压差较大，打开很不方便。
而一旦全部打开，就会有大量的蒸汽进去管道，这样由于暖管尚不充分，会造成水冲击、震动等现象，严重时会破坏管道及系统，为了保证暖管过程稳定、安全，于是在蒸汽管道阀门旁边设置了相对小的阀门，用小阀门在蒸汽暖管的过程的，控制进入管道的蒸汽，以达到缓慢送蒸汽暖管的目的。
当暖管充分之后，再开启主蒸汽阀门。
关键词：主蒸汽旁路暖管1前言某电厂主蒸汽管道压力为9.8MPa，温度为540℃，管径为φ219x20，材质为12Cr1MoVG,旁路管道管径为φ25x3.5，材质为12Cr1MoVG,旁路管道在运行一段时间以后，主蒸汽管道旁路管道焊缝处开裂漏汽，其主汽管道布置示意图如下：2、主蒸汽管道旁通阀的作用2.1保护主蒸汽阀旁通阀可以保护主蒸汽阀，使主蒸汽阀受热均匀，避免产生过大热应力，主蒸汽阀与主蒸汽管道相比，其厚度大很多，在主蒸汽管道暖管时，如果直接开启主蒸汽阀，则主蒸汽阀因受热不均，容易产生很大的热应力，如果暖管时先开启旁通阀，等暖管结束后再开启主蒸汽阀，则主蒸汽阀受热比较均匀，产生的应力很小。
2.2保护蒸汽管道系统旁通阀可以保护蒸汽管道系统，避免在暖管时因大量蒸汽突然进入管道引起水冲击、震动等现象发生。
2.3易于操作暖管过程中，由于主蒸汽阀前后的压力差距大，导致主汽阀操作困难。
其次避免一侧压力过大，阀门开启的过程中，减轻阀门密封面磨损。
而利用开启旁通管道进行暖管，使阀门容易开启，减轻阀门密封面的磨损。
而且旁通阀的流通界面较小，比较容易控制暖管速度。
3、旁通阀的设置3.1具有下列情况之一的关断阀，宜设旁通阀（1）蒸汽管道启动暖管需要先开旁通阀预热时。
（2）汽轮机自动主汽阀前的电动主闸阀。
（3）对于截止阀，介质作用在阀座上的力超过50kN时。
（4）公称压力不大于PN10，公称尺寸不小于DN600手动闸阀。
蒸汽管道设计计算
项目名称：XX蒸汽管网设计输入数据：⒈管道输送介质：蒸汽工作温度:240℃设计温度260℃工作压力：0。
6MPa 设计压力:0.6MPa 流量：1。
5t/h 比容：0.40m3/kg 管线长度：1500米。
设计计算:⑴管径:Dn=18。
8×（Q/w）0.5D n - 管子外径，mm；D0—管子外径，mm；Q—计算流量，m3/hw—介质流速，m/s①过热蒸汽流速DN》200 流速为40～60m/sDN100~DN200 流速为30～50m/sDN＜100 流速为20～40m/s②w=20 m/sDn=102.97mmw=40 m/sDn=72.81mm③考虑管道距离输送长取D0 =133 mm。
⑵壁厚:ts＝PD0/｛2（〔σ〕t Ej+PY）}tsd=ts+CC=C1+C2ts -直管计算厚度，mm;D0—管子外径，mm；P - 设计压力，MPa;〔σ〕t—在操作温度下材料的许用压力,MPa；Ej—焊接接头系数；tsd—直管设计厚度,mm；C—厚度附加量之和；: mm；C1-厚度减薄附加量;mm；C2—腐蚀或磨蚀附加量；mm；Y—系数。
本设计依据《工业金属管道设计规范》和《动力管道设计手册》在260℃时20＃钢无缝钢管的许用应力〔σ〕t为101Mpa，Ej取1。
0,Y取0。
4，C1取0.8，C2取0.故ts＝1.2×133/【2×101×1+1.1×0。
4】=0。
78 mmC= C1+ C2 =0。
8+0=0.8 mmTsd=0。
78+0。
8=1.58 mm 壁厚取4mm所以管道为φ133×4。
⑶阻力损失计算3。
1按照甲方要求用φ89×3.5计算①φ89×3.5校核计算：蒸汽流量Q= 1。
5t/h 粗糙度K=0。
002m蒸汽密度v＝2。
5kg/m3 管内径82mm蒸汽流速32。
34m/s 比摩阻395.85Pa/m②道沿程阻力P1=395。
主蒸汽管道设计压力取值分析
主蒸汽管道设计压力取值分析摘要：为了对单元机组超临界和超超临界机组主蒸汽压力设计有更清晰的认识，分析了主蒸汽管道设计压力取值以及国家标准,电力标准与ASMEB31.1的区别,得出了单元机组超临界和超超临界机组主蒸汽压力取值不同主要原因，对于机组的设计具有指导意义。
结论是主汽门前设计压力就是最大运行工况下(VWO) 的热平衡上的运行压力，GB50764同时参照ASME和IEC 的规定得出的设计压力偏于保守。
关键词：单元机组；主蒸汽压力；主汽门进口处设计压力；最大持续运行压力；安全系数；国标；ASMEWen Peng(Black & Veatch Engineering Co., Ltd., Beijing 100022, China)Main Steam Pipe Design Pressure AnalysisAbstract:Aiming at unit supercritical and ultra supercritical unit main steam design pressure to have a clearer understanding, analyze the main steam design pressure selection and the difference between GB, DL code and ASMEB31.1. Educe the main reason that the main steam design pressure is different for ultra-supercritical and supercritical. Concluded the design throttle pressure is the max operating pressure (VWO case), so GB is conservative for the design throttle pressure to comply with IEC code and ASME.Key words:unit; main steam pressure; design pressure at the throttle inlet; maximum sustained operating pressure; safety factor; GB; ASME0 引言主蒸汽压力取值是电厂设计的关键，由于各个国际以及各个标准的不统一，造成了国内工程师对于主蒸汽压力取值的不同认识，以至于各个设计院在设计压力的取值上经常出现不一致的情况，本文分析了主蒸汽管道设计压力取值以及国家标准,电力标准与ASMEB31.1的区别,得出了单元机组超临界和超超临界机组主蒸汽压力取值不同主要原因。
设计压力选用
设计压力、设计温度的确定（供参考，摘自《全国勘察设计注册公用设备工程师动力专业考试复习教材》、《热能工程设计手册》）1设计压力1）主蒸汽管道：取用锅炉过热器出口的额定工作压力或锅炉最大连续蒸发量下的工作压力。
2）减压装置后的蒸汽管道：取其最高工作压力。
3）定速给水泵出口管道：取给水泵特性曲线最高扬程对应的压力和该泵进水侧压力之和。
4）可调速给水泵的出口管道：取额定转速时，额定流量下水泵出口压力的1.1倍与进水侧压力之和。
5）低压给水管道（锅炉给水泵以前）：取除氧器额定压力和最高水位时水柱静压之和。
6）锅炉排污管道：定期排污膨胀器前不小于锅筒上所有安全阀中最低整定压力与锅筒最高水位至管道连接点水柱静压之和；连续排污膨胀器前不小于锅筒上所有安全阀中最低整定压力；阀后不会引起管内压力升高时，其设计压力为：当锅炉压力为 1.750～4.150MPa时，取1.750MPa，当锅炉压力为4.151～6.200MPa时，取2.750MPa。
7）安全阀后排气管道：应根据消声器和管道阻力确定。
当未装消声器时，高中压锅炉排汽管道取1.0MPa，超高压锅炉排汽管取2.0MPa。
2设计温度1）主蒸汽管道：取锅炉过热器出口蒸汽额定工作温度加上锅炉正常运行的允许的温度偏差。
温度偏差值可取5℃。
2）减温装置后的管道：取减温装置出口蒸汽的最高工作温度。
3）低压给水管道：取除氧器最高工作压力对应的饱和温度。
4）锅炉排污管道：锅炉排污阀前、锅炉排污阀后装有堵板或阀门有可能引起管内压力升高时，连排和定排的设计温度取锅筒上所有安全阀中最低整定压力对应的饱和温度；排污阀后不会引起管内压力升高时，排污阀后连排和定排的设计温度为：当锅炉压力为1.750～4.150MPa时，取210℃，当锅炉压力为4.151～6.200MPa时，取230℃。
5）安全阀排气管道：不装消声器时，取被排放汽源的额定工作温度减50℃；装消声器时，取被排放汽源的额定工作温度。
火力发电厂汽水管道设计技术规定
火力发电厂汽水管道设计技术规定(摘录)DLGJ 23─81电力工业部电力建设总局关于试行《火力发电厂汽水管道设计技术规定DLGJ 23-81》的通知（81）火设字第133号根据当前技术发展和设计工作的需要，我局组织东北、西北、中南、河北电力设计院对1964年原水利电力部电力建设总局颁发的《火力发电厂汽水管道设计导则（SD1─DZ-/Z-103-64）》进行了修订。
修订后，定名为《火力发电厂汽水管道设计技术规定DLGJ 23-81》，现颁发试行。
各单位在使用过程中，如发现不妥之处，请随时函告我局和东北电力设计院，以便及时修改补充。
1981年7月7日常用符号的单位和意义符号单位意义名称代号0 1 2 1j d1 1jb 公斤力/厘米公斤力/厘米公斤力/厘米公斤力/厘米公斤力/厘米－－度（摄氏）公斤力/毫米公斤力/毫米公斤力/毫米kgf/cmkgf/cmkgf/cmkgf/cmkgf/cm－－℃kgf/cmkgf/cmkgf/cm管内介质临界压力管内介质临界动压力管道始端压力与终端压力之比管道始端压力与临界压力之比设计温度钢材在20℃下的基本许用应力钢材设计温度t下的基本许用应力钢材在20℃下的抗拉强度最小值续表符号单位意义名称代号ξZd gg c 米/秒公斤·米/（公斤力·秒）续表符号单位意义名称代号2qLL maxo 公斤力/米米米米－大卡/公斤kgf/mmmm－kcal/kg生根结构梁的计算长度支吊架的最大允许间距初选的荷重变化系数安全阀进口处蒸汽热焓续表符号单位意义名称代号注：本表中的单位，有的与法定计量单位一不致，需要换算，在正文中第一次出现时均以注的形式给出了换算关系。
第一章总则第1.1条适用范围本规定适用于火力发电厂主厂房范围内单机容量为1.2万kW至30万kW、参数为17lata/555℃及以下机组的汽水管道设计。
其他容量机组的汽水管道或主厂房范围外的汽水管道设计可参照使用。
高温高压管道的设计的要点和选材要求及计算书内容
高温高压管道的设计的要点和选材要求及计算书内容一､四大管道的设计要点1.1管道设计压力锅炉过热器出口额定主蒸汽压力称为主蒸汽系统管道的设计压力｡根据IEC(60045-1,1991,MOD)规定要求:在电机运行过程中,汽轮机进口处的平均蒸汽压力应小于额定压力,因此,主蒸汽管道的压力不应超过额定压力的105%[3]｡根据IEC的要求,只要保证12个月平均值不超过额定值,汽轮机超压5%是可以连续运行的｡因此,主蒸汽管的设计压力等于汽轮机额定进汽压力的105%加上主蒸汽管道的压降(按5%考虑)[3]｡按照国内外标准及规范,热再热蒸汽管道系统的设计压力是汽轮机高压缸排汽压力的1.15倍或锅炉再热器出口安全阀动作的最低整定压力(约为1.1倍的再热器进口压力)｡此压力低于1.15倍的高压缸排汽压力,由于相差不大,因此再热热段蒸汽管道设计压力按1.15倍汽轮机高压缸排汽压力考虑｡冷再热蒸汽系统管道的设计压力与再热热段蒸汽管道设计压力一样｡1.2管道设计温度按照国内外标准及规范,主蒸汽系统管道的设计温度等于锅炉过热器出口的额定温度加正常运行时的锅炉允许的温度正偏差5C[4]｡按照国内外标准及规范,热再热蒸汽管道系统的设计温度等于锅炉再热器出口额定温度加正常运行时锅炉的允许的温度正偏差5'C｡根据国内规程:汽轮机高压缸排汽参数的熵为冷再热蒸汽管道的系统的设计温度｡若汽轮机在运行方式上有特殊要求时,该设计温度应采用最高工作温度｡1.3汽机旁路管道高压旁路阀前管道的设计参数与主蒸汽管道相同,阀后管道的设计参数与冷再热蒸汽管道相同;低压旁路阀前管道的设计参数与热再热蒸汽管道相同｡1.4高压给水管道对于高压给水管道(主给水泵出口到关断阀),设计压力的值等于泵在额定转速特性曲线最高点对应的压力加上泵进水侧压力;对于高压给水管道(从关断阀后到省煤器进口),设计压力的值等于1.1倍泵的提升压力(泵在额定转速及设计流量下)加上进水侧压力｡最终管道的具体参数将按给水泵制造厂提供的特性曲线核算后再确定｡二､四大管道材料及规格的选择2.1四大管道材料的选择根据目前国内大容量超超临界机组的运行情况,推荐四大管道的材料如下[5]:(1)高压给水管道的材料选用15NiCuMoNb5-6-4｡(2)再热(冷段)蒸汽管道的材料选用A691Cr1-1/4CL22电熔焊接管｡(3)对于主蒸汽管道,由于P122､E911钢价格偏高,且E911许用应力偏低,P122加工和焊接工艺目前国内掌握的不够熟练,所以选用相对来说各种加工和焊接技术已经成熟的P91钢｡但在技术方面,P91钢已应用到最高极限温度,且管道壁厚较厚,对设备的推力大,能够影响机组的变负荷速率｡因此,综合以上的技术因素以及经济因素,本工程中的主蒸汽管道采用的是P92钢｡(4)对于高温再热蒸汽管道,P91钢或P92钢均能满足所需的要求,由(3)可知P91钢已应用到材料极限温度(推荐温度为593"C),从机组的安全性考虑,在价格相差不大时,优先采用P92钢｡。
探讨火力发电厂动力管道水压试验压力
探讨火力发电厂动力管道水压试验压力摘要：动力管道为一种特种设备，是指火力发电厂用于输送蒸汽、汽水两相介质的管道。
电厂内动力管道种类繁多，危险程度高，一旦发生安全事故，对人民的生命财产带来严重威胁。
水压试验是用于检验管道组成件的强度和管系的严密性的常用措施。
目前各规程规范对水压试验计算方法各有规定，特别是动力管道。
现行火力发电厂动力管道相关规范关于计算水压试验要求不统一、不严格，安全系数较低或不考虑管道工作温度较高对材料许用应力的折减，存在一定的安全隐患。
工业管道相关规程规范对水压试验安全系数均为1.5倍，且考虑管道工作温度较高材料许用应力折减，计算合理，安全性较高，不易出安全事故。
动力管道为工业管道的一个品种，同时也应遵循工业管道的相关要求，水压试验计算压力也应执行较严格工业管道相关规范。
关键词：动力管道；工业管道；材料许用应力；水压试验1.概述随着科学技术进步，工业生产不断发展，人民生活质量日益提高，利用管道输送流体，已成为当今世界工业生产和人民生活不可缺少的组成部分。
流体输送时除了管道需承受一定压力外，还有介质特性十分复杂，如有毒、可燃、易爆或输送高温高压等。
火力发电厂是利用锅炉产蒸汽推动汽轮发电机组发电，电厂内管道种类繁多，危险程度高，一旦发生安全事故，对人民的生命财产带来严重威胁。
水压试验是用于检验管道组成件的强度和管系的严密性的常用措施。
目前各行业规程规范对水压试验计算方法各有规定，特别是火力发电厂动力管道。
动力管道为一种特种设备，是指火力发电厂用于输送蒸汽、汽水两相介质的管道。
国家对特种设备实行目录管理，《中华人民共和国特种设备安全法》把压力管道纳入特种设备范围，并对其进行监察管理。
根据《中华人民共和国特种设备安全法》和《特种设备安全监察条例》的规定，质检总局2014年修订的《特种设备目录》，动力管道为工业管道的一个品种，工业管道为压力管道的一个类别。
动力管道水压试验除需遵循动力管道相关规程规范的相关要求，同时也应遵循工业管道的相关要求。
主蒸汽管道液压试验方案
五、缺陷处理
5.1在上水过程中和升压期间，如发现泄漏应停止升压，由试压小组视其现场情况作出处理决定。
5.2在水压试验过程中，焊缝如有渗漏，水压试验就不合格，必须在消除缺陷后重新试验至合格为止。
a、设计试验压力（即1.6Mpa）状态下，10分钟内压力保持不变。
b、所有焊缝、法兰和阀门等不漏水，即在管道压力处于1.0Mpa状态时，30分钟内压力保持不变。
c、水压试验后，管道及设备无残余变形。
4.6水压试验合格后打开放水阀，进行放水降压，降压速度一般每分钟≤0.3Mpa，待压力接近于零时打开所有排气阀，将水尽量放尽。
1、余热炉汽包出口一次气动阀﹙DN150﹚至分汽缸（F0107）之间蒸汽管道；
2、余热炉分汽缸（F0107）至废液池之间厂区总管蒸汽管道。
管道
工作压力0.8MPa、设计压力1.0 MPa；
工作温度175℃、设计温度205℃；
管道水压试验压力为1.6Mpa。
液压
1、在冷态下检验各承压部件是否严密，强度是否满足设计要求；
4.4、当升至试验压力1.6Mpa后，稳压10分钟，此时严禁进行检查，严禁在所有试压范围内管道上进行焊接和敲击，稳压10分钟降至设计压力即1.0Mpa后，进行全面检查，停压时间一般为30分钟，若需要根据查漏工作需要可适当延长。
4.5 水压试验合格标准：水压试验符合下列所有要求时，即认为水压试验合格。
2、检验各系统的焊接质量及阀门连接的密封程度；
3、确保蒸汽管道在设计许可的范围内安全有效地运行。
二、编制依据
《特种设备安全技术规范》TSGR0001-2008
化工工艺装置蒸汽管道配管设计分析
化工工艺装置蒸汽管道配管设计分析
蒸汽管道配管设计是化工工艺装置设计中非常重要的一个环节，合理的设计和分析能
够保证蒸汽的正常运行和使用安全。
蒸汽管道配管设计的目的是保证蒸汽能够在系统中流动，并且能够按照设计要求供给
到需要使用的设备或工艺装置中。
在设计蒸汽管道配管时，需要考虑以下几个方面。
需要根据系统的蒸汽流量和压力来确定蒸汽管道的直径和材质。
通常情况下，蒸汽管
道采用无缝钢管或镀锌钢管，直径一般为DN15到DN450之间。
根据蒸汽流量和压力的要求，可以通过计算来确定合适的管道直径。
蒸汽管道需要经过弯头、三通、法兰等管件连接，因此需要根据布置和使用要求，选
择合适的管件类型和规格。
一般情况下，蒸汽管道的弯头采用弯头系数为0.9的长半径弯头，三通采用等径三通，法兰采用法兰标准规格。
蒸汽管道在设计时需要考虑蒸汽的热损失问题。
蒸汽在管道中流动时会有热量的损失，因此需要对蒸汽管道进行绝热保温设计。
绝热保温层的材料一般采用硅酸铝棉、硅酸钙板等。
绝热保温层的厚度一般根据蒸汽温度和环境温度的差值来确定。
蒸汽管道的支承方式也需要考虑。
蒸汽管道在运行过程中会受到蒸汽的压力和温度的
影响，因此需要用管架或者吊架对蒸汽管道进行支承。
管架的选型和布置需要根据具体的
情况进行，并且需要满足相关的安全标准和规范要求。
设计蒸汽管道配管时还需要进行强度和稳定性的计算分析。
使用适当的计算方法来确
定蒸汽管道的受力状况，并保证系统的稳定运行。
在计算分析中需要考虑到管道的载荷、
温度、压力等因素，防止管道发生过载和失稳的情况。
蒸汽管道设计计算
设计输入数据：⒈管道输送介质：蒸汽工作温度：240℃设计温度260℃工作压力: 设计压力:流量：h 比容：kg管线长度：1500米。
设计计算：⑴管径：Dn=×(Q/w)D—管子外径，mm；n—管子外径，mm；DQ—计算流量，m3/hw—介质流速，m/s①过热蒸汽流速DN》200 流速为40～60m/sDN100~DN200 流速为30～50m/s DN＜100 流速为20～40m/s②w=20 m/sDn=w=40 m/sDn==133 mm。
③考虑管道距离输送长取D⑵壁厚：/{2（〔σ〕t Ej+PY）}ts＝PDtsd=ts+CC=C1+C2ts —直管计算厚度，mm；D—管子外径，mm；P —设计压力，MPa；〔σ〕t—在操作温度下材料的许用压力，MPa；Ej—焊接接头系数；tsd—直管设计厚度，mm；C—厚度附加量之和；: mm；C1—厚度减薄附加量；mm；C2—腐蚀或磨蚀附加量；mm；Y—系数。
本设计依据《工业金属管道设计规范》和《动力管道设计手册》在260℃时20#钢无缝钢管的许用应力〔σ〕t为101Mpa，Ej取，Y取，C1取，C2取0.故ts＝×133/【2×101×1+×】 = mmC= C1+ C2=+0=0.8 mmTsd=+= mm 壁厚取4mm所以管道为φ133×4。
⑶阻力损失计算按照甲方要求用φ89×计算①φ89×校核计算：蒸汽流量 Q= h 粗糙度 K=0.002m蒸汽密度 v＝m3 管内径 82mm蒸汽流速 s 比摩阻 m②道沿程阻力P1=×1500=；查《城镇热力管网设计规范》，采用方形补偿器时，局部阻力与沿程阻力取值比，P2=；总压力降为P1+P2=；末端压力为压力不可能为负值，说明蒸汽量不满足末端用户需求。
按照φ108×4校核计算：①φ108×4计算：蒸汽流量 Q= h 粗糙度 K=0.002m蒸汽密度 v＝m3 管内径 100mm蒸汽流速 s 比摩阻 m②道沿程阻力P1=×1500=；查《城镇热力管网设计规范》，采用方形补偿器时，局部阻力与沿程阻力取值比，P2=；总压力降为P1+P2=；末端压力为蒸汽不满足末端用户的压力》需求。
给蒸汽管道压力测试方案
给蒸汽管道压力测试方案背景蒸汽管道的安全性是非常重要的，为了确保管道的正常运行和保护人员的安全，对蒸汽管道进行定期的压力测试是必要的。
压力测试方案的制定对于保证蒸汽管道的可靠性和安全性具有重要意义。
目的本方案旨在提供一种完整的蒸汽管道压力测试方法，以确保管道的结构完整性和工作性能。
测试方法1. 确定测试规范：参考国家相关标准和行业规范，制定适用于蒸汽管道的压力测试规范。
2. 准备测试设备：选择符合测试规范的测试设备。
包括压力表、压力传感器、流量计等。
3. 准备测试介质：选择适当的测试介质，为压力测试做好准备。
4. 设定测试参数：根据蒸汽管道的设计参数和工作条件，设定测试的压力范围和持续时间。
5. 清洁和准备管道：在进行压力测试之前，确保管道内部清洁，并检查管道的密封性和结构完整性。
6. 进行压力测试：按照设定的测试参数，逐步增加压力，监测测试设备的读数和管道的工作情况。
7. 记录和分析数据：记录测试过程中的数据，包括压力、温度、流量等信息。
对测试结果进行分析，评估管道的完整性和工作性能。
8. 完成测试报告：根据测试结果和分析，撰写压力测试报告。
报告应包括测试的目的、方法、测试数据和分析结果。
安全措施在进行蒸汽管道压力测试时，应采取以下安全措施：- 确保测试设备和测试介质的正常运行和安全性。
- 制定紧急事故预防和处理方案，确保人员和设备的安全。
- 确保测试过程中的人员配备必要的防护设备，如安全帽、防护眼镜等。
- 遵守相关操作规程和安全操作指南，确保测试过程中的安全。
结论蒸汽管道压力测试方案旨在保证管道的结构完整性和工作性能，提供可靠、安全的蒸汽输送系统。
通过严格按照测试方案进行测试，并采取必要的安全措施，可以保证蒸汽管道的运行安全和可靠性。
以上是给蒸汽管道压力测试方案的完整版。
浅析蒸汽管道配管设计
浅析蒸汽管道配管设计发表时间：2018-11-02T12:12:14.793Z 来源：《防护工程》2018年第15期作者：张冬芝[导读] 蒸汽管道是化工生产过程中重要的工程管道。
本文对蒸汽管道配管设计进行了分析，并探讨了蒸汽管道配管设计的要点及需要注意的事项。
张冬芝上海中珏石油化工工程有限公司上海 200000摘要：蒸汽管道是化工生产过程中重要的工程管道。
本文对蒸汽管道配管设计进行了分析，并探讨了蒸汽管道配管设计的要点及需要注意的事项。
关键词：蒸汽管道；配管设计；设计要点在石油化工生产过程中,主要是原材料石油通过一系列的化学反应或单元操作制成相应的化工产品。
蒸汽一般在此生产过程中的主要用途是为反应装置提供动力和热源，满足某些工艺需求，稀释介质，管道的清洁吹扫以及用于消防灭火等。
所以充分保障蒸汽管道的质量对石油化工产品的生产非常重要,而要保障蒸汽管道的质量必须要从蒸汽管道的配管设计着手,以实现石油化工装置的工艺需求、安全性和经济性等。
一、蒸汽管道的设计1、蒸汽管道配管。
（1）蒸汽管道布置时力求短、直，主干线通过用户密集区，并靠近负荷大的主要用户，各种用途的蒸汽支管均应从蒸汽主管的顶部接出，且工艺要求支管上设置切断阀时，其切断阀应靠近布置在靠近主管的水平管线上，尽量避免形成积液，但在重要用途的支管上不再引出其他用途的支管，如动力、加热和工艺等支管上不得引出用于灭火、吹扫等功能的支管。
（2）蒸汽管道布置时应尽量减少与公路、铁路等的交叉。
（3）在布置蒸汽管道时应尽量利用自然弯角作为自然补偿，并在自然补偿达不到要求时使用其他方式进行补偿。
我们经常会用到的补偿方式主要是 “π”形补偿器，在蒸汽管道“π”形补偿器上不得引出支管。
在靠近“π”形补偿器两侧直管上引出支管时，支管不应妨碍主管位移，同时因主管热涨而产生的位移，也不应是支管承受过大的应力。
（4）在蒸汽管道低点应根据情况不同设置分液包、疏水阀或排液阀。
（5）蒸汽管道通过厂房内部时，尽量使用厂房柱作为支撑布置固定或者滑动支架。
汽轮机主蒸汽管道的应力分析与配管设计
汽轮机主蒸汽管道的应力分析与配管设计孙焕青;张珍年【摘要】通过总结瑞星合成氨原料路线改造工程施工图中高温高压主蒸汽管道的配管设计和应力分析计算，对比了原配管模型和改进后的配管模型的应力分析计算结果，得出改进后的配管设计及其支吊架的选择和设置更为合理、安全、可靠。
最后，介绍了弹簧支吊架的选型。
%By summarizing the pipe routing design and stress analysis of the main steam pipeline of high temperature and press in the transmission project of Rui Xing ammonia synthesis raw material route, and contrasting the stress analysis results of the original piping design model with the improved model, it showed that the improved model and setting of pipe supports and hangers was more reasonable, safe and reliable. Finally, the selection was introduced. and the selection of spring hanger【期刊名称】《广州化工》【年(卷),期】2012(040)011【总页数】4页(P164-167)【关键词】配管设计;应力分析;高温高压;弹簧【作者】孙焕青;张珍年【作者单位】中国航天一院航天长征化学工程股份有限公司兰州分公司,甘肃兰州730000;中国航天一院航天长征化学工程股份有限公司兰州分公司,甘肃兰州730000【正文语种】中文【中图分类】TQ055.8Abstract:By summarizing the pipe routing design and stress analysis of the main steam pipeline of high temperature and press in the transmission project of Rui Xing ammonia synthesis raw material route，and contrasting the stress analysis results of the original piping design model with the improved model，it showed that the improved model and the selection and setting of pipe supports and hangers was more reasonable，safe and reliable.Finally，the selection of spring hanger was introduced.Key words:pipe routing design;stress analysis;high temperature and press;hanger在化工装置的设计中，配管设计以及支吊架的设置与选择是否合理，对化工厂的生产保证、安全运行和施工安装都将产生较大的影响，因此，必须将管道的设计与计算向国内外先进水平靠拢，特别是高温高压管道的设计，更应以应力分析计算为依据［1］。
蒸汽管道系统压力损失计算
蒸汽管道系统压力损失计算摘要：以某电厂主蒸汽管道系统为例，采用介质比容变化不大的方法计算主蒸汽管道系统压力损失，根据实际计算压降参考评估设计压降，探讨介质比容变化不大的蒸汽管道系统压力损失计算流程、计算难点。
旨在总结、梳理介质比容变化不大蒸汽管道压力损失计算的一般方法，对后续蒸汽管道设计起指导作用。
关键词：介质比容；压力损失；蒸汽管道；计算方法0引言压力损失是管路系统设计和运行的一个重要参数。
准确的压力损失计算对于管径选择、输送设备选型等是必不可少的，可有效地节约管道系统材料及运行的成本并保证设计的可靠性。
蒸汽在管内流动时，由于压力变化，其比容也随之变化，使其压力损失计算比较复杂，按《火力发电厂设计技术规程》DL5000~2000，8.1.2“大容量机组锅炉过热器出口至汽轮机进口压降，宜为汽轮机额定进汽压力的5%”，这一常规在国内作为确定机炉蒸汽初参数匹配的指导准则，通常也是工程设计中用来控制主蒸汽管道允许压降的主要依据，但从实践情况来看，大多数火电厂的机炉压降与额定值或设计值之间差距明显，本文旨在探讨总结介质比容变化不大的蒸汽管道系统压力损失计算方法，对蒸汽管道系统压力损失有更深层次的理解，并为后续的蒸汽管道设计提供一定的理论依据。
1蒸汽管道压力损失定义、分类定义：蒸汽管道压力损失计算就是按照给定的管道布置、管径、介质流量及其参数进行蒸汽管道始终端的压差计算，或确定蒸汽管道任一截面上的介质状态及蒸汽管道的通流能力。
分类：1）介质比容变化不大：管道终端与始端介质比容比不大于1.6 或压降不大于初压40%的蒸汽管道压力损失。
2）介质比容变化大：蒸汽管道终端和始端的介质比容比大于1.6 或压降大于初压40%的蒸汽管道。
2蒸汽管道压力损失计算图1：某厂主蒸汽管道分段计算示意图3）计算过程由图1，记A点为2#过热器出口，E、F为2#汽机进口，依次计算B、C、D、E、F点处蒸汽压力，从而计算整个蒸汽管道系统的压力损失。
船用汽轮机蒸汽管道设计及应力分析
㊀２０２０年㊀第３期Ｐｉｐｅｌｉｎｅ㊀Ｔｅｃｈｎｉｑｕｅ㊀ａｎｄ㊀Ｅｑｕｉｐｍｅｎｔ２０２０㊀Ｎｏ ３㊀收稿日期：２０２０－０３－１７船用汽轮机蒸汽管道设计及应力分析罗㊀坚，陈定千，沈㊀俊（中国船舶重工集团公司第七〇三研究所，江苏无锡㊀２１４１５１）㊀㊀摘要：文中从管径选择㊁管壁计算㊁方案布置和支吊架选型进行分析，介绍了某船用汽轮发电机组蒸汽管道的设计㊂计算分析了该蒸汽管道静态下各支吊架受力㊁管道应力和管口推力，以及主汽门瞬间关闭时的汽锤力㊂计算结果表明：该蒸汽管道变形均衡，管道的一次应力㊁二次应力及管口推力均小于许用值；主汽门瞬间关闭时蒸汽管道的汽锤力较小，对汽轮机和管道的安全运行无影响㊂本次汽轮发电机组蒸汽管道设计合理，能满足机组安全运行㊂关键词：蒸汽管道；热变形；应力分析；汽锤中图分类号：ＴＫ２６㊀㊀㊀文献标识码：Ａ㊀㊀㊀文章编号：１００４－９６１４（２０２０）０３－０００１－０３ＤｅｓｉｇｎａｎｄＳｔｒｅｓｓＡｎａｌｙｓｉｓｏｆＳｔｅａｍＰｉｐｅｌｉｎｅｆｏｒＭａｒｉｎｅＴｕｒｂｉｎｅＬＵＯＪｉａｎ，ＣＨＥＮＤｉｎｇ⁃ｑｉａｎ，ＳＨＥＮＪｕｎ（ＴｈｅＮＯ．７０３ＲｅｓｅａｒｃｈＩｎｓｔｉｔｕｔｅｏｆＣＳＣＩ，Ｗｕｘｉ２１４１５１，Ｃｈｉｎａ）Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｔｈｅｓｔｅａｍｐｉｐｅｌｉｎｅｏｆａｍａｒｉｎｅｔｕｒｂｏ⁃ｇｅｎｅｒａｔｏｒｕｎｉｔｗａｓｄｅｓｉｇｎｅｄｂａｓｅｄｏｎｔｈｅｓｅｌｅｃｔｉｏｎｏｆｐｉｐｅｄｉａｍｅｔｅｒ，ｃａｌｃｕ⁃ｌａｔｉｏｎｏｆｐｉｐｅｗａｌｌ，ｓｃｈｅｍｅｌａｙｏｕｔａｎｄｓｅｌｅｃｔｉｏｎｏｆｓｕｐｐｏｒｔａｎｄｈａｎｇｅｒ．Ｔｈｅｆｏｒｃｅｏｆｅａｃｈｓｕｐｐｏｒｔａｎｄｈａｎｇｅｒ，ｐｉｐｅｓｔｒｅｓｓａｎｄｔｈｒｕｓｔｏｎｔｈｅｅｑｕｉｐｍｅｎｔｅｎｄｗｅｒｅｃａｌｃｕｌａｔｅｄａｎｄａｎａｌｙｚｅｄｕｎｄｅｒｓｔａｔｉｃｃｏｎｄｉｔｉｏｎ，ａｓｗｅｌｌａｓｔｈｅｓｔｅａｍｈａｍｍｅｒｆｏｒｃｅｗｈｅｎｔｈｅｃｏｎｔｒｏｌｖａｌｖｅｗａｓｃｌｏｓｅｄｉｎｓｔａｎｔａｎｅｏｕｓｌｙ．Ｔｈｅｒｅｓｕｌｔｓｉｎｄｉｃａｔｅｔｈａｔ，ｔｈｅｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎｏｆｔｈｅｓｔｅａｍｐｉｐｅｌｉｎｅｉｓｕｎｉｆｏｒｍ，ｔｈｅｐｒｉｍａｒｙｓｔｒｅｓｓ，ｓｅｃｏｎｄａｒｙｓｔｒｅｓｓａｎｄｔｈｅｆｏｒｃｅｏｎｔｈｅｅｑｕｉｐｍｅｎｔｅｎｄａｒｅａｌｌｌｅｓｓｔｈａｎａｌｌｏｗａｂｌｅｖａｌｕｅｓ，ｔｈｅｓｔｅａｍｈａｍｍｅｒｆｏｒｃｅｉｓｓｏｓｍａｌｌａｎｄｈａｓｎｏｅｆｆｅｃｔｏｎｔｈｅｓａｆｅｏｐｅｒａｔｉｏｎｏｆｔｈｅｔｕｒｂｉｎｅａｎｄｐｉｐｅｌｉｎｅｗｈｅｎｔｈｅｃｏｎｔｒｏｌｖａｌｖｅｃｌｏｓｅｄｉｎｓｔａｎｔａｎｅｏｕｓｌｙ．Ｔｈｅｄｅｓｉｇｎｏｆｓｔｅａｍｐｉｐｅｌｉｎｅｆｏｒｔｈｅｔｕｒｂｏ⁃ｇｅｎｅｒａｔｏｒｕｎｉｔｉｓｒｅａｓｏｎａｂｌｅａｎｄｃａｎｍａｋｅｔｈｅｅｑｕｉｐｍｅｎｔｏｐｅｒａｔｅｓｓａｆｅｌｙ．Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：ｓｔｅａｍｐｉｐｅｌｉｎｅ；ｔｈｅｒｍａｌｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎ；ｓｔｒｅｓｓａｎａｌｙｓｉｓ；ｓｔｅａｍｈａｍｍｅｒ０㊀引言蒸汽管道运行时由于管内蒸汽温度高于环境温度，管道会因热胀而产生热位移㊂因此，蒸汽管道在整个汽轮机中起着极其重要的作用，不仅要满足机组的性能要求，还必须要有一定的柔性，以保证整个系统的稳定运行［１］㊂如果蒸汽管道设计不合理，可能对设备装置造成严重的损害㊂因此，管道柔性设计是否合理，对蒸汽管道进行应力计算及校核有重要意义㊂１㊀壁厚计算汽轮机最大运行压力为３．２ＭＰａ，额定工况时的主蒸汽参数：压力２．５ＭＰａ，温度２３０ħ，流量１５０ｔ／ｈ；冷凝器旁排蒸汽参数：压力３．２ＭＰａ，温度２５０ħ，流量５０ｔ／ｈ㊂汽轮机主蒸汽进口直径ＤＮ３００，管道外径选用３２５ｍｍ；旁排蒸汽进口直径ＤＮ１５０，管道外径选１５９ｍｍ㊂管道材质采用１２Ｃｒ１ＭｏＶ㊂则管道壁厚按式（１）计算［２］：Ｓｍ＝ｐＤ０／（２［σ］ｔη＋２ｐＹ）＋Ｃ（１）式中：Ｓｍ为管子最小壁厚，ｍｍ；ｐ为设计压力，ＭＰａ；Ｄ０为管子外径，ｍｍ；Ｙ为修正系数；η为许用应力修正系数，对于无缝钢管可取１．０；［σ］ｔ为设计温度时管子的许用应力，ＭＰａ；Ｃ为考虑腐蚀㊁磨损和机械强度要求的附加厚度，ｍｍ㊂设计压力为最大工作压力的１．１倍［３］，根据计算结果，汽轮机主蒸汽管道和旁排蒸汽管道分别取相应的厚度㊂２㊀管道布置根据汽轮机运行要求，蒸汽管道系统要满足汽轮机正常运转和旁排运行两种不同蒸汽参数条件，因此设计采用双母管供气设计方案㊂管道布置形式见图１㊂蒸汽管道布置中，采用了Ｌ形㊁Ｚ形㊁Π形等管线形状，充分利用管系的自身补偿能力，增强管道柔性，减小管系应力和汽轮机进口受力㊂同时设置固定支㊀㊀㊀㊀㊀２㊀ＰｉｐｅｌｉｎｅＴｅｃｈｎｉｑｕｅａｎｄＥｑｕｉｐｍｅｎｔＭａｙ２０２０㊀图１㊀蒸汽管道简图架㊁滑动支架㊁弹簧支架，尽量保证设备管口附加位移方向与管道热位移方向一致㊂并在管道系统每个低位点都设置疏水，防止暖管时管道内出现水击现象㊂３㊀应力计算及分析３．１㊀计算方法热力管道的应力分析一般只进行静力分析，管道应力分析主要包括一次应力校核㊁二次应力校核和管口推力校核［４］㊂本文应用ＡＮＳＹＳ软件进行建模和应力计算㊂计算中考虑的载荷有管内压力和管子自重等持续载荷及热胀和位移约束载荷㊂将管道与设备的连接点作为固定点，约束其全部自由度㊂为计算方便，考虑５个载荷工况分别进行计算：工况０：热态吊零状态㊂将弹簧支吊架刚度设为刚性约束，即刚度无穷大，管道载荷为管子自重，不计管内压力㊂得到支吊架分配荷载，同时计算管道对设备管口的自重推力㊂工况１：管道工作状态㊂将弹簧支吊架刚度设为０，管道载荷为管子自重㊁管内压力㊂计算管道的一次应力㊂工况２：管道运行初期热态㊂管道由冷到热，将弹簧支吊架刚度设为０，不计自重和管内压力，计入温度载荷㊂计算结果与工况０叠加，得到支吊架工作荷载和管道的初热推力㊂工况３：管道由冷到热的热胀状态㊂弹簧支吊架刚度设为实际刚度，不计自重和管内压力，计入温度载荷㊂取２０ħ时材料弹性模量，计算管道二次应力，同时得到热胀推力及弹簧荷载变化值㊂工况４：管道运行初期冷态㊂将弹簧支吊架刚度设为０，计入弹簧支吊架的附加作用力，不计管道自重㊁管内压力和温度载荷㊂计算结果与工况０叠加，得到支吊架安装荷载和管道的初冷推力㊂３．２㊀计算结果分析通过对蒸汽管道系统应力计算，得出各非弹簧支吊架的应力值（见表１），弹簧支吊架的应力值（见表２），管道对设备管口的推力（见表３）㊂表１㊀非弹簧支吊架应力Ｎ编号支吊架类型分配载荷Ｆｙ热态载荷变化Ｆｙ工作载荷Ｆｙ冷态载荷变化Ｆｙ安装载荷Ｆｙ１００２滑动支架－６８２５１１０２－５７２３４３０－６３９５１００３滑动支架－６８６２－１３５０７－２０３６９－１７７－７０３９１００４固定支架－５７４３２４２８－３３１５－２１５－５９５８１００５滑动支架－１６８６－４６１５－６３０１１１８０－５０６１１０２滑动支架－６８３１－２６３２－９４６３２８９－６５４２１１０３滑动支架－５３８１－７９３－６１７４－１２２－５５０３１２０１滑动支架－２５７５６１７－１９５８０－２５７５１２０２滑动支架－２５７７１７２－２４０５１－２５７６表２㊀弹簧支吊架应力编号工作载荷Ｆｙ／Ｎ安装载荷Ｆｙ／Ｎ弹簧刚度／（Ｎ㊃ｍｍ－１）预压缩量／ｍｍ弹簧选型载荷变化／％１００１－３０８９－３６４６５０．００７３ＺＨ１０６１８１００６－９９０１－１０８０７１５７．２５６９ＺＨ１１０９１００７－５８９３－６２１７８８．７５７０ＺＨ１０８６１００８－１２０６３－１０８９０２１０．００５２ＺＨ１１１１０１１０１－３８３１－４２９３６６．７５６４ＺＨ１０７１２１１０４－２１７１－２１４０３７．３３５７ＺＨ１０５２１２０３－８６３－９４０１５．７８６０ＺＨ１０３９１２０４－１００５－９２３１５．７８５９ＺＨ１０３８表３㊀管道对设备管口的推力状态管口位置编号Ｆｘ／ＮＦｙ／ＮＦｚ／ＮＭｘ／（Ｎ㊃ｍ）Ｍｙ／（Ｎ㊃ｍ）Ｍｚ／（Ｎ㊃ｍ）热态汽轮机进口３０００１３６７－１６９８－１３５６２８３２－１８１９１７８４凝汽器旁排口４０００１１８４－６０２－３１２７３－２５３５９０７冷态汽轮机进口３０００７９－２００９１２１７８４４－６７６凝汽器旁排口４０００－４０－７８３０－７０８１－２６㊀㊀从图２中可看出，管道变形均匀㊂从图３㊁图４中可得，管道一次㊁二次应力最大值分别为５６．５ＭＰａ和１０７．４ＭＰａ㊂３．２．１㊀管口推力评定根据ＮＥＭＡＳＭ２３要求，作用于汽轮机任一管口上的合力及合力矩都应满足下列要求［５］：０．９１４４ＦＲ＋ＭＲɤ２６．６８９Ｄｅ（２）式中：Ｄｅ为当量直径，ｍｍ；Ｄｅɤ２００时，Ｄｅ＝管口当量㊀㊀㊀㊀㊀第３期罗坚等：船用汽轮机蒸汽管道设计及应力分析３㊀㊀图２㊀管道热态变形图３㊀管道一次应力图４㊀管道二次应力直径；Ｄｅ＞２００时，Ｄｅ＝（管口当量直径＋４００）／３；ＦＲ为接口处的合力，Ｎ；ＭＲ为接口处的合力矩，Ｎ㊃ｍ㊂通过计算可知，汽轮机进口和冷凝器旁排口在热态和冷态下都满足管口推力的评判准则㊂３．２．２㊀管道应力评定管道应力合格的评定依据：一次应力和二次应力都必须合格㊂一次应力校核条件：σ１ɤ［σ］ｔ（３）二次应力校核条件：σ２ɤｆ（１．２５［σ］２０＋０．２５［σ］ｔ）（４）式中：σ１㊁σ２分别为管道的一次应力和二次应力，ＭＰａ；［σ］２０为材料在２０ħ时的许用应力，ＭＰａ；ｆ为应力范围系数，它与管道位移循环当量数Ｎ有关，Ｎɤ２５００时，ｆ＝１㊂一次应力㊁二次应力评定结果见表４㊂表４㊀管道最大ＭＩＳＥＳ应力ＭＰａ应力类别计算值许用值评定结论一次应力５６．５２９６合格二次应力１０７．４２５６合格４㊀汽锤力计算分析汽轮发电机组在运行过程中出现故障时会导致负载突卸，为保护机组不被损坏，主汽门快速关闭㊂此时，阀门前蒸汽压力骤升，所形成的压力波会在管道内往复传播，对设备和管道产生冲击，这种现象称为汽锤现象［６］㊂汽锤可能会造成严重的破坏，因此，计算管道汽锤力，确保汽轮机安全运行非常重要㊂４．１㊀模型参数本文利用ＰＩＰＥＮＥＴ软件计算机组额定工况时主汽门突然关闭的动态汽锤力，假定锅炉出口流量恒定，模型参数见表５㊂表５㊀模型参数表设备参数名参数值流量系数１７６５０主汽门开启模式线性开启关闭时间０．５ｓ关闭整定值３．８ＭＰａ安全阀流量系数６２５０开启模式快开４．２㊀计算结果分析从图５中可以看出，主汽门在２ｓ时开始关闭，导致阀前压力突然升高，压力最高升至３．９３ＭＰａ㊂现有蒸汽管道设计规范中没有涉及汽锤压力标准，可参考泵站设计中水锤压力的要求，由于水锤／汽锤力持续时间短，所以压力不超过设计压力的１．３倍时满足系统设计要求㊂在主汽门关闭瞬间，管道内会产生压力波，随着安全阀完全打开，压力波动逐渐损失减弱，最终达到稳定，这就是汽锤现象㊂从图６中可以看出，在主汽门关闭瞬间，阀前管道产生汽锤力，并且在阀门完全关闭的２．５ｓ时达到最大５７７Ｎ，在安全阀完全打开后管道系统稳定运行，汽锤力消失㊂由于该管道的汽锤力较小，在管道应力分析时留有余量，可不需考虑汽锤力对汽轮机和管道的影响㊂（下转第４５页）㊀㊀㊀㊀㊀第３期范海俊等：发夹式换热器异形法兰及封头的设计４５㊀㊀（１）可通过理论公式进行异形法兰和封头的初步计算；（２）异形法兰和异形封头的设计计算需要考虑多种因素的影响，仅靠理论公式的推算很难保证其满足设计要求，需要进行有限元分析；（３）异形法兰即使满足ＨＧ／Ｔ２０５８２中斜锥长颈法兰的要求，其对异形封头弯曲应力的影响也不能忽视，这在其他应用场景中也应给予重视㊂参考文献：［１］㊀王振锋，宋印玺．发夹式换热器结构研究及热工设计［Ｊ］．山东化工，２０１７，４６（２３）：９８－９９．［２］㊀王鹏．浅析发夹式换热器结构［Ｊ］．化工设备与管道，２０１８，５５（６）：３１－３３；６９．［３］㊀许宝军，刘克为．太阳能发电系统中发夹式换热器的设计［Ｊ］．电站辅机，２０１９，４０（２）：１８－２２．［４］㊀中国石油化工集团公司．石油化工钢制套管换热器技术规范：ＳＨ／Ｔ３１１９ ２０１６［Ｓ］．北京：中国石化出版社，２０１６．［５］㊀中国石油和化学工业联合会．钢制化工容器强度计算规定：ＨＧ／Ｔ２０５８２ ２０１１［Ｓ］．北京：中国计划出版社，２０１１．［６］㊀全国锅炉压力容器标准化技术委员会．压力容器：ＧＢ／Ｔ１５０ ２０１１［Ｓ］．北京：中国标准出版社，２０１１．［７］㊀全国钢标准化技术委员会．高压化肥设备用无缝钢管：ＧＢ／Ｔ６４７９ ２０１３［Ｓ］．北京：中国标准出版社，２０１３．［８］㊀全国锅炉压力容器标准化技术委员会．低温承压设备用低合金钢锻件：ＮＢ／Ｔ４７００９ ２０１０［Ｓ］．北京：新华出版社，２０１０．［９］㊀全国锅炉压力容器标准化技术委员会．热交换器：ＧＢ／Ｔ１５１ ２０１４［Ｓ］．北京：中国标准出版社，２０１５．［１０］㊀全国锅炉压力容器标准化技术委员会．钢制压力容器分析设计标准：ＪＢ４７３２ １９９５（２００５年确认）［Ｓ］．北京：机械工业出版社，２００５．作者简介：范海俊（１９９０ ），工程师，主要从事压力容器与常压低温储罐设计㊁制造与检验工作㊂Ｅ⁃ｍａｉｌ：ｆａｎ＿ｈａｉｊｕｎ＠ｈｏｔｍａｉｌ．ｃｏｍ（上接第３页）图５㊀主汽门前管内压力和流量图６㊀主汽门前管道汽锤力５㊀结束语蒸汽管道温度高，会产生较大的热胀作用力，对汽轮机的正常稳定运行有着重要影响，因此汽轮机蒸汽管道的设计要考虑足够的柔性，防止管道因热胀冷缩㊁端点附加位移或支架设置不当造成管道疲劳损坏㊁汽轮机端口产生过大应力或变形㊁支吊架破坏等㊂本文对静态下蒸汽管道的一次应力㊁二次应力和管口推力进行了计算，并校验合格，还计算分析了动态下汽锤力的影响㊂该汽轮发电机组蒸汽管道已安全投入运行，表明了该设计的可靠性㊂通过此次设计得到以下结论：（１）合理选择管道壁厚可以增加管道柔性，减小热应力㊂（２）蒸汽管道布置时尽量改变管道走向，利用自补偿能力增强管道柔性，减小管道应力和管口推力㊂（３）合理选择支吊架形式及布置位置，可以减小管道应力及管口推力㊂（４）安装时使用冷紧可以减小管口推力㊂参考文献：［１］㊀张锡德，戴广来，邵士铭，等．管道柔性设计对合成气压缩机汽轮机振动的影响［Ｊ］．化工设备与管道，２０１３，５０（２）：４２－４６．［２］㊀电力规划设计总院．火力发电厂汽水管道设计技术规范：ＤＬ／Ｔ５０５４ ２０１６［Ｓ］．北京：中国计划出版社，２０１６．［３］㊀电力规划设计总院．发电厂汽水管道应力计算技术规程：ＤＬ／Ｔ５３６６ ２０１４［Ｓ］．北京：中国计划出版社，２０１４．［４］㊀贾芸，许敏宇，童金生．多参数㊁多分支蒸汽管路系统的设计［Ｊ］．中国新技术新产品，２０１３（２２）：１０２－１０３．［５］㊀国家质量监督检验检疫总局特种设备安全监督局．全国压力管道设计审批人员培训教材［Ｍ］．北京：中国石化出版社，２０１２．［６］㊀刘伟，于沛．基于ＰＩＰＥＮＥＴ的ＡＰ１０００主蒸汽管道汽锤力计算［Ｊ］．核科学与工程，２０１５，３５（２）：２３０－２３５．作者简介：罗坚（１９８８ ），硕士，工程师，主要从事蒸汽动力装置的试验工作㊂Ｅ⁃ｍａｉｌ：ｌｕｏｊｉａｎ２９０００７９＠１６３．ｃｏｍ。
蒸汽管道压力等级划分标准
蒸汽管道压力等级划分标准一、管道设计压力管道设计压力是蒸汽管道安全运行的重要因素之一。
根据不同的压力等级，管道的设计、材质、尺寸、连接方式等方面都会有所不同。
在设计蒸汽管道时，应根据实际需求和运行条件，确定合理的压力等级。
二、管道工作压力管道工作压力是指蒸汽管道实际运行的最高压力。
不同压力等级的蒸汽管道，其工作压力也会有所不同。
在选择蒸汽管道时，应根据实际需求和运行条件，选择具有合适工作压力的管道。
三、管道材质蒸汽管道的材质应具有耐高温、耐腐蚀、强度高等特点。
常用的蒸汽管道材质包括碳钢、不锈钢、铜等。
不同材质的蒸汽管道，其适用范围和寿命也会有所不同。
四、管道尺寸蒸汽管道的尺寸应根据实际需求和运行条件进行选择。
不同压力等级的蒸汽管道，其管径也会有所不同。
在选择蒸汽管道时，应根据实际需求和运行条件，选择具有合适管径的管道。
五、管道连接方式蒸汽管道的连接方式应具有密封性好、耐高温、耐腐蚀等特点。
常用的蒸汽管道连接方式包括焊接、法兰连接、螺纹连接等。
不同连接方式的蒸汽管道，其适用范围和安装要求也会有所不同。
六、管道检验与试验要求蒸汽管道在制造、安装和运行过程中需要进行严格的检验与试验，以确保其质量和安全性能。
检验与试验项目包括外观检查、无损检测、压力试验等。
在检验与试验过程中，应按照相关标准和规范进行操作，确保结果的准确性和可靠性。
七、管道涂敷要求蒸汽管道的外表面应进行涂敷处理，以增加其防腐性能和使用寿命。
常用的涂敷材料包括油漆、防腐涂料等。
在涂敷过程中，应按照相关标准和规范进行操作，确保涂层的均匀性和厚度。
八、管道热处理要求蒸汽管道的材料需要进行热处理以提高其机械性能和使用寿命。
常用的热处理方式包括退火、正火、淬火等。
在热处理过程中，应按照相关标准和规范进行操作，确保热处理的质量和效果。
九、管道压力试验与泄漏试验蒸汽管道在安装完成后需要进行压力试验和泄漏试验，以检验其密封性能和运行安全性。
压力试验是指在管道内施加一定的压力，检查其是否有泄漏现象。
燃煤电厂超超临界机组四大管道的设计选用解读
燃煤电厂超超临界机组四大管道的设计选用中国水利电力物资有限公司目录前言...............................................................................错误！未定义书签。
1范围...............................................................................错误！未定义书签。
2规范性引用文件 (2)3定义与术语 (2)4符号、代号和缩略语 (3)5设计参数 (3)6管道材质规格选型 (3)附录A（资料性附录）四大管道特性数据 (7)附录B（规范性附录）火力发电厂推荐四大管道材质和规格系列 (10)燃煤电厂超超临界机组四大管道的设计选用1规范性引用文件下列文件对于本文件的应用是必不可少的。
凡是注日期的引用文件，仅注日期的版本适用于本文件。
凡是不注日期的引用文件，其最新版本（包括所有的修改单）适用于本文件。
（1）ASTM A335高温用铁素体无缝钢管标准规程（Standard Specification for Seamless Ferritic Alloy-Steel Pipe for High Temperature Service）（2）ASTM/ASME A672中温高压条件下使用的电熔焊管技术规范（Specification for Electric-Fusion-Welded Steel Pipe for High pressure Service at Moderate Temperature）（3）ASTM/ASME A691高温高压条件下电熔碳钢和合金钢技术规范（Specification for Carbon and Alloy Steel Pipe,Electric-Fusion-Welded for High-pressure Service at High Temperature）（4）EN10216-2承压用无缝钢管（Seamless Steel Tubes for Pressure Purposes Technical Delivery Condition.Part2:Non-alloy and alloy steel tubes with specified elevated temperature properties）（5）ASTM A999/A999M合金和不锈钢管道通用规范（Standard Specificationfor General Requirements for Alloy and Stainless Steel Pipe）（6）ASME B31.1Power Piping(AN AMERICAN NATIONAL STANDARD)（7）DL/T5366火力发电厂汽水管道应力计算技术规程（8）GB50764-2012电厂动力管道设计规范2定义与术语2.1管道piping由管道组成件和管道支吊装置等组成，用以输送、分配、混合、分离、排放、计量或控制流体流动。
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主蒸汽管道设计压力取值分析摘要：为了对单元机组超临界和超超临界机组主蒸汽压力设计有更清晰的认识，分析了主蒸汽管道设计压力取值以及国家标准,电力标准与ASMEB31.1的区别,得出了单元机组超临界和超超临界机组主蒸汽压力取值不同主要原因，对于机组的设计具有指导意义。
结论是主汽门前设计压力就是最大运行工况下(VWO) 的热平衡上的运行压力，GB50764同时参照ASME和IEC 的规定得出的设计压力偏于保守。
关键词：单元机组；主蒸汽压力；主汽门进口处设计压力；最大持续运行压力；安全系数；国标；ASMEWen Peng(Black & Veatch Engineering Co., Ltd., Beijing 100022, China)Main Steam Pipe Design Pressure AnalysisAbstract:Aiming at unit supercritical and ultra supercritical unit main steam design pressure to have a clearer understanding, analyze the main steam design pressure selection and the difference between GB, DL code and ASMEB31.1. Educe the main reason that the main steam design pressure is different for ultra-supercritical and supercritical. Concluded the design throttle pressure is the max operating pressure (VWO case), so GB is conservative for the design throttle pressure to comply with IEC code and ASME.Key words:unit; main steam pressure; design pressure at the throttle inlet; maximum sustained operating pressure; safety factor; GB; ASME0 引言主蒸汽压力取值是电厂设计的关键，由于各个国际以及各个标准的不统一，造成了国内工程师对于主蒸汽压力取值的不同认识，以至于各个设计院在设计压力的取值上经常出现不一致的情况，本文分析了主蒸汽管道设计压力取值以及国家标准,电力标准与ASMEB31.1的区别,得出了单元机组超临界和超超临界机组主蒸汽压力取值不同主要原因。
1国家标准与国外标准对比1.1 主汽门进口处设计压力关于主蒸汽压力取值，文献[1~4]等标准都有比较详细的论述。
文献[1]的设计压力规定如下：1，超临界及以下机组，主蒸汽管道设计压力应取用锅炉最大连续蒸发量时过热器出口的额定压力；2，超超临界参数机组，主蒸汽管道压力应取用下列两项的较大值，a)汽轮机主汽门进口处设计压力的105%；b)汽轮机主汽门进口处设计压力加主蒸汽管道压降。
文献[4]中规定：对于单元机组上装设能控制集箱蒸汽压力的自控燃烧设备的锅炉，蒸汽管道的设计压力应至少等于主汽门进口处的设计压力的105%，或不小于任何锅筒安全阀整定压力值下限值的85%，不小于管道系统任何部位预期的最大持续运行压力，取以上三者中的最大值。
而所采用的材料的许用应力值不应大于过热器出口预期的蒸汽温度下的许用值。
对于没有固定汽水分界线的强制流动蒸汽发生器，设计压力也不应小于预期的最大持续运行压力。
在文献[1,4]的规定中，都提到了“主汽门进口处设计压力”，但是两个标准关于这个设计压力的理解是不同的, 文献[4]对于单元机组设计要求是一致的，而文献[1]关于超超临界机组是在文献[4]设计压力的基础上又增加了5%的裕量。
文献[1～3]实际上是脱胎于文献[4]。
文献[1]主蒸汽管道设计压力取值同时又结合了文献[5]的设计要求，文献[1]条文说明指出按照文献[5] “汽轮机主汽门进口处的设计压力等于汽轮机主汽门前额定进汽压力的105％”。
文献[5]指出为了维持平均压力，主汽门进口压力不能超过5%的额定压力，这就是文献[1]条文说明中增加5%设计压力的理论依据。
按照文献[5] 汽轮机允许有5%的超压运行工况，而超压5%工况仅偶尔适用于电网高尖峰负荷时期[6]。
但是自1997年以后，国内取消了引进机组5%超压运行工况，引进型锅炉的BMCR设计压力由5%超压改为额定压力[7] 。
所以此处国标引用文献[5] 是不准确的。
没有5%超压运行工况，主蒸汽压力当然不必在额定压力下增加5%。
1.2最大持续运行压力文献[4]里面还有一个概念“最大持续运行压力”，管道内部设计压力不能低于最大持续运行压力。
最大持续运行压力在ASME中没有明确的说明，也造成了国内工程师对于这个理解的偏差。
根据国内火力发电厂运行经验，锅炉最大连续蒸发量BMCR工况下的工作压力可以作为最大持续运行压力。
由于目前大锅炉都具有压力调节的自动燃烧控制系统，国内运行也表明，超压运行工况针对不同的压力工况不可能保持1h和8h，可以认为BMCR工况下的锅炉出口运行压力就是单元机组持续运行最大压力。
文献[4]指出：锅炉过热器出口至汽轮机进口的压降，宜为汽轮机额定进汽压力的5％。
实际项目中单元机组“主汽门进口处设计压力”(按1.1的解释为VWO工况主汽门进口处运行压力)的105%和最大持续运行压力往往也是一致的。
见下表1，BMCR锅炉出口运行压力与VWO工况主汽门压力比值除了上海外高桥第三电厂1.037外均为1.05，所以一般情况下“主汽门进口处设计压力”×105%=“最大持续运行压力”。
也可从反面来论证，假设文献[4]中的主汽门进口处设计压力为文献[1]的主汽门进口设计压力,数值均为文献[1]中的“VWO工况主汽门前压力×1.05”，则主汽门前设计压力的1.05倍应该为“VWO工况主汽门前压力×1.05×1.05”必然大于最大持续运行压力(BMCR工况过热器的出口压力)，则单元机组按照文献[4]中的第122.12(A.4)条无法选取三者中的最大值。
表1 国内机组(1000MW)参数项目VWO工况主汽门压力MPa BMCR锅炉出口运行压力MPaBMCR/VWO主蒸汽压力取值MPa设计院华能玉环电厂26.25 27.56 1.05 27.60 华东电力设计院上海外高桥第三发电厂27.00 28.00 1.037 28.35 华东电力设计院浙江国华宁海电厂二期26.25 27.56 1.05 28.938 西南电力设计院天津北疆电厂26.25 27.56 1.05 28.938 华北电力设计院1.3许用应力关于许用应力，文献[9]强制性附录1和文献[2]的相关规定的区别是文献[2]对于抗拉强度对应的安全系数上采用3，而文献[9]采用3.5，其他两项屈服强度和持续强度的定义几乎是一致的。
对于四大管道材料的许用应力选取，文献[1]的选取是不一致的，典型体现在X10CrWMOVNb9-2(A335P92)和15NiCuMoNb-5-6-4.国内一般选择A335P92 (A335P92和X10CrWMoVNb9-2是同一材料的ASME和EN不同标准的写法)作为超超临界机组的主蒸汽管道材料。
P91许用应力国内是完全照搬的文献[4]，而P92采用的数值是根据文献[12]标准中X10CrWMoVNb9-2 规定的强度数值(该强度值为欧洲蠕变委员会(ECCC)2005 年9月公布了经过评估的P92材料100000小时的持久强度数据)及文献[2]中的安全系数确定。
该材料已经收录在文献[4]和文献[10],ASME 中的P92材料与文献[1]中的许用应力对比见下表2,A335P92的许用应力是文献[4]中的Case 183的数据，下一行材料X10CrWMoVNb9-2的许用应力是文献[1]里面的数据，同样的材料应用不同的标准，许用应力区别很大，尤其是在低温阶段，但A335P92一般都是应用在超超临界机组，也就是至少593℃以上的机组中，大约以575℃为界限，575以上的时候，国标比文献[10]推荐用的许用应力要小。
综上所述，超超临界机组主蒸汽设计压力，文献[1]比文献[4]至少提高了5%的设计裕量，再加上许用应力比文献[10]更小，则使超超临界机组在设计压力和许用应力两方面国标都比ASME偏于保守。
而文献[4]本身就是一个很保守的标准。
这样只会使国内设计院在设计超超临界机组中增加更多昂贵的A335P92材料，使业主承担更多的投资。
3给水管道一般采用15NiCuMoNb5-6-4，文献[4]中的Code Case182 A335P36,是吸收了欧标15NiCuMoNb5-6-4之后成分上稍作改动，文献[1]也是按照文献[11]的材料特性与文献[2]的安全系数确定许用应力，而文献[1]的管道壁厚公式是来自文献[4]，采用不同的标准得出了给水管道的壁厚值，例如印尼万丹1x670MW超临界项目，给水主管道按照文献[1]管径壁厚Ø508×50，按照文献[4]则为Ø508×58。
长期的运行经验表明，Ø508×50是完全可以接受的，也为国家节省了大量的投资，那么引出一个问题，同样的A335P91等材料是不是也可以采用3.0的安全系数。
ASME也是不断修订的，安全系数曾经从90年代的4修订为3.5，如果我们国内标准也能像给水管道一样，在保证安全的前提下将A335P91等材料修订出自己的许用应力，则意义重大,当然这需要大量的专家和专业机构才能做出这样的判断。
表2 在下列温度（℃）下的A335P92许用应力值（MPa）运行温度(°C)项目200 475 500 525 550 575 600 625650 许用应力MPa 169 140 135 129 123 99.5 77 56.5 38.3表3 在下列温度（℃）下的X10CrWMoVNb9-2许用应力值（MPa）运行温度(°C)项目~480 490 500 510 520 530 550 560 570 580 590 600 610 620 630 640 650 许用应力MPa 206 193 180 158 156 145 124 114 104 94.6 84.6 75.3 66.6 58 50 43.3 37.3 2主蒸汽设计压力取值2.1 超压运行工况文献[5]中有5%的汽轮机超压运行工况，文献[4]-102.2.4 中也指出，一般认为压力温度的变化是不可避免的，如果计算压力产生的环向应力未超过相应温度下的最大许用应力的百分比值，压力和（或）温度的波动可以超过设计值如下：(1) 15% 如果在任何一时期波动时间不超过8小时, 且每年不超过800小时。