40B201-1998管道柔性分析及应力分析技术规定(此资料不全)

中 国 石 化 洛阳石油化工工程公司 公 司 标 准 管道柔性分析及应力分析技术规定 40代替: 40 1 页 共 62 页 谢泉 付国防 谢林章 199825 199830 编 制 校 审 标准化审核审 定会 签发 布 日 期 实 施 日 期1 范围 本标准规定了： （1）管道在内压、持续外载作用下的一次应力和由于热胀、冷缩及其它位移受约束产生的热胀二次应力的验算方法，以判断所计算的管道是否安全、经济、合理； （2）管道由于热胀、冷缩及其它位移受约束和持续外载作用产生的对设备的推力和力矩核算方法，以判明是否在设备所能安全承受的范围内； （3）管道应力分析方法的选择依据； （4）支吊架的选用原则. 执行本规定时，尚应符合现行有关标准规范的要求。 本规定适用于石油化工企业承受静力载荷的碳素钢、合金钢及不锈钢管道的柔性设计 2 引用标准 石油化工企业管道柔性设计规范 石油化工企业管道设计器材选用通则 石油化工钢制压力容器 石油化工企业管道支吊架设计规范 化工厂和炼油厂管道 10/上述标准所包含的条文,通过在本标准中引用而构成为本标准的条文。在标准出版时， 所示标准均为有效。所有标准都会被修订，使用本标准的各方应探讨使用上述标准最新版本的可能性。 3 一般规定 道柔性设计应保证管道在设计条件下具有足够的柔性，防止管道因热胀冷缩、端点附加位移和管道支撑设置不当等原因造成的下列问题： 与其相连接的设备产生过大的应力和变形,影响设备正常运行。 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： 操作管道对操作管道的影响； 将分支点处主管的位移作为支管端点的附加位移； 考虑固定架和限位架的刚度影响。 于复杂管道可用固定架将其划分成几个较为简单的管段，如L 形管段，形管段等再进行分析计算。 定管道固定点位置时,宜使两固定点间的管段能自然补偿。 道应首先利用改变走向获得必要的柔性，但由于布置空间的限制或其它原因也可采用波形补偿器其它类型或其它类型补偿器获得柔性。 第 2 页 共 62 页 40剧毒及易燃可燃介质管道中严禁采用填料函式补偿器。 用将其设置在两固定点中部。 紧可降低管道操作时对连接设备或固定点的推力，但连接转动设备的管道不宜采用冷紧。 于材料在蠕变温度下(碳素钢380以上，低合金钢420 以上)工作的管道，冷紧比(即冷紧值与全补偿值的比值)对于材料在非蠕变温度下工作的管道， 冷紧有效系数： 热态取2/3，冷态取1。 作用于管道中间固定点和机泵上的载荷，应考虑滑动支架的摩擦力影响，摩擦系数应按表1选取。 当管道用吊杆或弹簧吊架支撑时，可不考虑摩擦力的影响。 对与汽轮机、离心压缩机等设备连接的管道，布置支吊架时应使设备接管承受的载荷为最小。 表1 滑 动 摩 擦 系 数 接 触 面 钢 聚 四 氟 乙 烯 对 不 锈 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。 4 计算参数的确定 算温度 管道柔性分析和应力计算时应根据不同的环境和工艺条件采用不同的计算温度： 装温度（环境温度)应取20。 一般工艺管道和公用工程管道应取管道表中的介质温度; 蒸汽伴热管道应取工艺介质温度; 管道夹套应取工艺介质和伴热介质中温度较高者; 需要蒸汽吹扫的管道,当工艺介质温度低于吹扫蒸汽温度时,应取吹扫蒸汽温度; 不保温管道，当介质温度低于38时应取介质温度；当介质温度等于或高于38时，应取介质温度的95； 衬里管道,壁温应取150。 于低温操作但又需蒸汽吹扫的管道，应分别按低温和吹扫温度进行计算。 于无介质管道(如备用泵的连接管道)的温度取值: 温管道取50%的操作温度。 保温管道取安装温度。 汽伴热管道取设计温度的70%。 备用的泵暖管道取设计温度的70。 算压力 道柔性计算压力应取管道设计压力。 管道在不同操作条件下运行时，应取其最苛刻的压力温度组合。 用应力 临时(或短时)条件下的许用应力应按规定增加。例如，当由于压力、重量和其它持续载荷所产生的一次应力，加上风载或地震载荷所产生的应力之和，许用应力超过屈服强度2/3的管道材料(如奥氏体不锈钢188和某些镍合金)、铸铁或其它无延展性的管道材料，则不能增加许用应力。 常用的许用应力值见附录A。 性模量 用材料的弹性模量按附录膨胀系数 常用材料的线膨胀系数按附录本许用应力修正系数 第 3 页 共 62 页 40道单位长度重量 子重量按附录内输送介质重量在未提供数据的情况下，可按下述原则选用： 充满管道容积的介质重量计算。 考虑气体凝结在管道中的填充量，计算方法如下： 充满管道截面的20计算； 00范围内，按充满管道截面的15计算； 充满管道截面的10计算。 中载荷 全阀反力。 节阀推力. 载荷. 震载荷. 5 柔性分析方法的确定 性分析方法的选择原则 在确定柔性分析方法以前，应对所分析的管道进行分级，以便确定相应的分析方法。按照管道的操作条件和管径，进行柔性分析时一般分为三级： 工程经验进行判断。 简化方法进行判断，简化方法确定为 9)的判断式。 用计算机进行详细分析，计算软件确定为 I 列管道宜进行详细分析： 平鼓风机的工艺管道； 管道; 钛合金和哈氏合金等)； 道热胀及其补偿 道热胀量的计算 设有一直管段，由常温20升到T时，该管段将沿轴向膨胀，其热胀量可按式(1)或式(2)进行计算： (1) (2) 管段的热胀量，t管段的长度，材的线膨胀系数，由20升至T的每平均线膨胀量，mm/mmy e 单位线膨胀量，由20升至T的每mm/见附录B) 管段的温升，。 当管道为空间任意走向时，管道受热膨胀后将沿着两固定点的连线方向膨胀，其计算公式为： U U y (3) 为两固定点间的距离。 当计入两固定点的附加位移时，膨胀量计算公式为： t()()() 第 4 页 共 62 页 40式中 LXy +(LY(LZ(固定点的附加位移,固定点的附加位移, 道的热补偿 然补偿是利用管道自然的弯曲形状所具有的柔性来补偿自身的热胀 和端点位移，例如型补偿器等。管系的弹性与管系的形状有密切管系，尤其与管系的展开长度增加成正比。下面从平面和空间典型管系布置说明自然补偿的原则： 要增加平面管系的弹性，必须增加远离固定点连线的管道长度，并且不能布置成锯齿型。现以 L 型管系为例说明平面管系的布置与柔性的关系： 图1 图中,假定(a)管系不能自然补偿，则： (b)、(c)两管系均能自然补偿。这是因为这两个管系增加了远离固定点连线的管子长度，且用增加(d)、(e)两管系也可能满足自然补偿，但效果不如(b)、(c)两管系。这是因为它们未明显满足远离固定点连线的原则； (f)、(g)两管系的柔性相对(a)管系来说没有增加远离固定点的长度，所以补偿能力没有改变； (h)、(i)两管系补偿能力比(a)管系更差。这是因为虽然增加了一些远离固定点连线的长度，但管系在 X、而管系自然补偿能力下降较大。 二。空间管系 增加管系的柔性，应增加 L/为固定点之间的展开长度，并且不能布置成锯齿型. 一般是在远离端点连线的方向增加管子长度, 并使图形接近正方体, 如下图所示: 图2 第 5 页 共 62 页 40中，假设(a)管系不能满足自然补偿，则： (b)管系由于增加了远离固定点连线的距离，自然补偿能力有所增加； (c)管系由于增加了远离固定点连线的距离，并且比(b)管系更接近正方形，所以补偿能力更强； (e)管系由于在长轴方向增加了长度，补偿能力有所加强，但效果不如(b)、(c)两管系理想； (d)管系由于没有增加远离固定点连线的距离，并且管系沿各坐标轴方向的管段长度的差值更大，所以补偿能力比(a)管系还差。 这种补偿方式是用波纹管补偿器的柔性来吸收管系的线位移和角位移. 常见的波纹管补偿器有单式、复式、铰链型和压力平衡型等。当自然补偿不能满足要求时，需采用这种补偿方法，其具体的布置方案和计算方法详见波纹管补偿器的结构形式及计算方法。 紧 冷紧也是自然补偿的方法之一。冷紧(预拉伸)是指在安装时使管系产生一个初始位移和初应力的一种方法,其目的是改善和平衡冷热态时管道的受力状况,也称为冷紧比),如 100%冷紧,50% 规定有效预拉伸量只考虑实际拉伸量的 2/3. 冷紧后虽然应力降低了,但是应力范围并没有改变. 冷紧口的位置选择应注意冷紧后的效果，使热胀的应力和推力都降低。最终闭合口应选择在便于施工的地方，以及管系弯矩较小处。闭合口的就位不得使接口产生额外的扭转或偏移。 对于多分支管道，各分支管道的冷紧值，应根据节点的位移和各分支的柔度而定。冷紧口可以分散各分支管内，也可以集中在部分分支管段内。 对于垂直管段上的冷紧口，在管道设计时应按照管系柔性计算的结果，分别在图上注明向上、向下和左右前后的方向及冷紧值，以免在施工中造成方向性的错误。对于向下的冷紧值，可采用放长支吊架拉杆的办法。为此，支吊架拉杆的长度和丝扣的加工长度，都应考虑冷紧位移的可调幅度。 对于水平管段上的冷紧口，由于局部水平位移比较大，设计、安装时应使支吊架拉杆长度在冷热态的偏斜度均不超过允许值，以免对管系造成过大的水平分力。 在任何情况下，都应该是在冷紧之后才能使弹簧支吊架受力。 对于中间无约束的两固定端的管道，考虑冷紧后产生的推力计算式为： (5) ()123式中 最高或最低设计温度下的瞬时最大推力； R按全补偿值及 E C冷紧比。无冷紧时 C0，100冷紧时 C1； 高或最低设计温度下的管材弹性模量，装温度下管材的弹性模量。 装置设计过程中，所有的应力问题若都用计算机处理是很不经济的，实际上装置中大部分的一般管道已具有较好的柔性，同时在现场施工时未必有良好的计算机环境。因此，用简化方法迅速对一些管道进行安全性判断就显得非常重要了。简化方法虽然不精确，但对于有经验的设计师来说，借助它来对整个管系进行判断一般也可以满足要求。 所谓简化方法是相对于基于严格数学力学的详细分析方法而言的，而在简化方法中省略掉的因素（如自重等），在实际情况中都是相当重要。而且简化方法所能应用的管系几何形状也有所限制，一般只适用于无分支的管系的二次应力验算。 管系的走向千差万别，用简化方法计算的结果产生的误差无法用简单的数学方法进行估计。 由于简化方法的局限性，一般在下列情况下不宜采用: 与要求苛刻的设备（如高速旋转的动设备）相连的管道； 第 6 页 共 62 页 40在高温下输送危险介质的管道； 大管径薄壁管道; 价格昂贵的合金钢管道； 停工频繁的管道。 上述的限制是原则性的，对于具体的问题，尚应根据具体情况从强度 要求、推力要求、介质情况和经济性等方面做出判断，因为有些问题是相对的。例如对于输送危险介质的管道，其重要程序既与介质本身性质有关，也与操作条件、管道的位置有关。同样的一种烃类介质，在操作温度接近和超过其闪点时就认为该管道是重要管道，需进行详细分析，而当操作温度远低于介质闪点时，该管道就可以当做一般管道对待，管系的布置方式也影响简化方法的选择。当管系中主要的直管段距离过固定点的推力线太近时，不宜采用简化方法。应注意的是，简化方法一般不给出端点反力。如果某些简化方法的结果中含有反力时，此反力均未包括自重 摩擦力等对反力的影响，应人工加以修正。 当管道分级为 足该判断式的规定则说明管系有足够的柔性，热膨胀和端点位移所产生的应力在许用范围内，可不再进行详细计算。这种判断结果是偏安全的。对价格昂贵的合金钢管系可能还需进行详细计算，使在确保安全的前提下设计出最经济的管系。 在使用简化方法时，一定要注意简化方法的使用条件。应用 管系两端为固定点； 管系内的管径、壁厚、材质均一致； 管系无支管和支吊架； 管系使用寿命期间的冷热循环次数少于 7000次。 判断公式为： () (6) 式中 公称直径， 管系总变型量，L管系在两端固定端之间的展开长度，m; U管系两端固定点之间的直线距离，m。 此式不适用于下列管道: (1)循环次数大于 7000次,有疲劳危险的管道; (2)端点附加位移量占总位移量大部分的管道; (3)L/U 弯管管道,或近似直线的锯齿型管道。 使用用 直管段压力设计的最小壁厚根据式 (7)确定： tm=t+c (7) 式中： 最小要求厚度，包括加工、腐蚀侵蚀余量。 t = 压力设计厚度，对内压按式 (8)计算。 c = 加工余量（螺纹或沟槽深度）加腐蚀侵蚀余量。 40 7 页 共 62 页 对有较大集中载荷或管道支撑跨度较大时，直管段定货厚度应通过详细应力分析确定。 直管段压力设计厚度计算公式使用以下术语： d = 管道的内径。 D = 管道的外径。 P = 内设计压力（表压）。 E = 焊缝系数。 S = 材料在设计温度下的许用应力。 Y = 由表 2 查出的系数 ,当 t=D/6 时 Y=(d+2c)/(D+d+2c) 式中： d = 管道的内径。 D = 管道的外径。 表 2 系数 Y 取值（ t=621 铁素体钢 氏体钢 它韧性金属 内压作用下的直管段 t=D/6 或 P/（ ,直管段压力设计的壁厚计算要求特殊考虑，如强度理论、失效影响及热应力。 次应力验算 一次应力验算通常包括两个部分： c 内压产生的折算应力验算 第 8 页 共 62 页 40管道在承受内压时 ,管壁上的三个主应力为内压周向应力、内压轴向应力和内压径向应 力。其中内压周向应力压径向应力据第三强度理论，其当量强度为 2)即 P 式中： P=设计压力， 子外径 ,=基本许用应力修正系数； C=壁厚附加量 ,S=管子的计算壁厚 ,计温度下材料的基本许用应力 ,这个公式与内压壁厚公式是一致的。实际上，只要采用的管子壁厚不小于管子的计算壁厚，自然就能满足这个验算条件的要求。 这是管道在工作条件下的应力状况，这时管壁上的三个主应力仍为周向应力、轴向应力和内压径向应力。其中，轴向应力包括内压轴向应力续外载轴向应力公式表达为 （w)- 13) 即 +w4S 由于一次应力没有自限性，所以上式必须满足，才能保证管道最基本的安全。 二次应力产生的破坏，是在反复交变应力作用下引起的疲劳破坏（属于高应力低周期的疲劳 )，而其初应力往往超过屈服极限S，从而引起塑性应变。所以对于二次应力的限定，是采用许用应力范围和控制一定的交变循环次数，而许用应力范围的目的就是限制发生过量的塑性变形。 如果热胀和其它位移受约束而产生的应变还没有达到材料的屈服极限，并且管道又没有进行冷紧，此应变在全热态；若管道进行了 100的有效全冷紧，则此应变又全在冷态；若进行了 50的有效冷紧，则此应变一半在热态，一半在冷态。如果热胀产生的初应力相当大时，在热态就会由于屈服、蠕变和应力松弛而使应力降低下来，但是降低的量很难确定。热应力降低的地方，就会产生反方向的应力，这种现象称为自拉，其效应与冷紧相类似。但不管热应力如何变化，热胀应力范围是基本不变的。所以冷紧不会影响应力范围。因为管系在热态或在冷态的实际应力的大小很难通过计算得出，所以二次应力的判定也就难以用一个应力水平来进行。 管道材料在热态和冷态所能维持的安全应力水平（包括一次和二次 )，可分别由材料在热态和冷态下的强度条件和疲劳条件来确定： 冷态：取疲劳强度 高温强度 因此，一次应力 2在冷态和热态的最大应力范围为： j+在考虑一定的安全裕量后为： j+即安全条件为 j+ (14) 由于一次应力不得大于 以仅考虑二次应力时的安全条件为 : j+5) 第 9 页 共 62 页 40以上的公式推导可以看出，当一次应力未用满，而二次应力超过许用范围时，可以使用式 (14)进行判断。 则 由管道设计人员提出后请制造厂确认。当制造厂未能提出数据时，应按以下标准核算： (a)离心泵 离心泵的嘴子受力不应超过 有关嘴子受力的规定。这是管嘴允许受力的最严格的标准，制造厂可以根据其经验，允许较大的受力。 (b)蒸汽轮机 蒸汽轮机的嘴子受力不应超过 有关嘴子受力的规定。制造厂可根据其经验数据，允许较大的受力。 心泵的允许受力、矩 或合金钢制卧式泵及垂直支起的泵嘴子受力、矩由表 3 查得。 直同心泵的侧面嘴子允许力、矩取表 3 中值的两倍。 非钢或合金钢制泵或当泵嘴尺寸大于 ，制造厂应提供对应于表 3 的允许载荷。 8. 3 至图 7 的座标系统适用于表 3 的允许力、矩。 第 10 页 共 62 页 40表 3 嘴子荷载（ 位制） 法兰公 称直径 ( 力 /力矩 2 3 4 6 8 10 12 14 16 顶部嘴子 10 1070 1420 2490 3780 5340 6670 7120 8450 80 890 1160 2050 3110 4450 5340 5780 6670 90 1330 1780 3110 4890 6670 8000 8900 10230 280 1930 2560 4480 6920 9630 11700 12780 14850 侧面嘴子 10 1070 1420 2490 3780 5340 6670 7120 8450 90 1330 1780 3110 4890 6670 8000 8900 10230 80 890 1160 2050 3110 4450 5340 5780 6670 280 1930 2560 4480 6920 9630 11700 12780 14850 端部嘴子 90 1330 1780 3110 4890 6670 8000 8900 10230 10 1070 1420 2490 3780 5340 6670 7120 8450 80 890 1160 2050 3110 4450 5340 5780 6670 280 1930 2560 4480 6920 9630 11700 12780 14850 每一嘴子 60 950 1330 2300 3530 5020 6100 6370 7320 30 470 680 1180 1760 2440 2980 3120 3660 50 720 1000 1760 2580 3800 4610 4750 5420 20 1280 1800 3130 4710 6750 8210 8540 9820 注： F=力， N； M=矩， =合成。 X、 Y、 Z 方向见图 3 至 7. 第 11 页 共 62 页 40 12 页 共 62 页 40道设计者确定管道对泵嘴的作用力、矩的方法 式泵 (1)泵进出口管道作用于泵嘴上力、矩不应造成泵和电机轴线的过量偏斜（不对齐）。表 3 中允许力、矩保证泵体变形在制造厂设计标准的一半之内，泵轴线位移小于 (2)只要满足 (a)、 (b)、 (c)指定的条件，管道作用于泵嘴力、矩可允许超出表 3 的允许值，而勿需与泵制造厂协商。满足这些条件可以保证泵体变形在制造厂设计允许的范围内，且泵轴线的位移小于 注：该标准仅适用于管道设计。 (a)作用于每一泵嘴法兰处的每一分力、分力矩不应超过表 3 中允许值的两倍。 (b)作用于每一泵嘴法兰处合力（ 合力矩 (满足式 (3)、 (17)限制。 ( (=2 (16) ( (=2 (17) (c)作用于每一泵嘴法兰处的分力、分力矩必须移到泵中心线上。合力 (大小和合力矩 (大小应满足式 (18)、 (19)、 (20)的限制。（下式中图 3、至图 7 的符号习惯及右手法则适用）。 (18) 9) (20) 式中： ( +( + ( ( +( ( (+(+(， N。 x、 y、 X、 Y、 下标 下标 查得值。 注：常数 1000 适用国际单位制。 (3)若管道对泵产生的作用力、力矩超出上述 (2)的允许值，应经供、买双方共同认可。 直同心泵 仅靠连接管道支撑的垂直同心泵，只要每一管嘴处产生的主应力力不大于 41分力、分力矩可大于表 3 中允许值的两倍。计算时，泵嘴的截面特性应基于 子，公称直径为泵嘴的公称直径。管嘴处的主应力、纵向应力、剪切应力可分别由式 (21)、 (22)、 (23)确定。 P=(/2)+( 2/4+2)1 (21) =+( (22) =(Y)/( (23) 式中： 40 13 页 共 62 页 称直径为嘴子公称直径的管子的外径， 称直径为嘴子公称直径的管子的内径， 注： 口嘴子上的荷载，前缀 用嘴子上为拉伸力时， 压缩力时取负号。必须参考泵图形决定荷载为拉伸或压缩。式 (23)中 汽轮机的允许力、矩 任何接口处施加在汽轮机上的总的合力和合力矩不得超过下列数值（按图 8): R/3=167中： 力，磅。除了垂直方向的排气口外，凡在接口处采用无约束的膨胀节处的压力所产生的力都包括在内。允许垂直向下的排气法兰上所受全部真空的负载，但它不计作管道负载的一部分。 24） 力矩，磅 25） D=直径为 8 英寸以下的接口的公称管径，英寸。 大于上述尺寸的管道，则采用数值 （ 16+D） /3 （ 6） 图 8 第 14 页 共 62 页 40进汽、抽汽和排汽接口的力和力矩分解到排汽接口各中心线上的总合成力和力矩必须不得超过下列两种条件： (a)这些合力不应超过： 2502 （ 27） 式中： 进汽口、抽汽口和排汽口的总合成力，磅。 汽口、抽汽口和排汽口的力矩以及由力所造成的力矩的总合成力矩，磅 面积等于进汽口、抽汽口和排汽口的总面积的圆形开孔的直径（英尺），其直径在 9 英寸一下。对于直径超过 9 英寸者： 18+当量直径 )/3 英寸 (b)合力和合力矩的分量不应超过下列数据： 25 25z=100 25x=50 50分量表示如下： 具有垂直排汽口并在排汽口上装设无约束膨胀节的汽轮机装置，允许其由压力负荷产生的附加力。（这个附加力是垂直于排汽法兰的表面和中心线的。）对这种应用场合，计算排汽口接口处力的垂直分量时不包括压力负荷，然后将这个力与排汽口上压力负荷的六分之一值相比。在进行 所列计算中，取此两数值中较大一项做为在排汽口上力的垂直分量。 在排汽口上由于压力负荷所引起的力是允许的，但除了前面所规定的数值外，还不得超过排汽口上（包括压力负荷）垂直力（磅）的最大值，即排汽面积（平方英寸）的 。 8. 些许用力和力矩的数值仅适用于汽轮机结构而不适用于连接管道、法兰和法兰螺栓，它们所允许的力和力矩应遵照相应的规范。 则 依据对管系应力分布状况的分析，恰当的设置管架，达到如下目的： 承管系重量，防止出现过量挠度。 制和抵御某些对管系的不利影响（如振动、地震、风载）。 善管系的应力分布状况，保护某些特术或敏感设备。 架设置的原则 管设计中，首先根据管道的设计条件，参阅附录 H（管道跨距表），按各管段的配置型式和载荷条件（包括静载荷和热载荷），确定支吊架的设置位置及型式，必要时可用应力分析专用程序进行校核 ; 道支吊架的设置应首先满足管道跨距的要求，保证管系不应在轻微外介扰力作用下发生明显的振动，规定装置内管段的自振频率不低于 4置外管段的自振频率不低于 应的管道允许挠度，装置内为 16置外为 38道的跨距计算如下： L=tI/28） L*=tI/29） 式中： m; 第 15 页 共 62 页 40*m; Kg/m。 架应尽量设置在直管段部分，避免在小半径弯头、支管连接点等局部应力较高的部位设置支撑点，以防管系中局部应力超标 ; 性支吊架应设置在沿支撑方向上管道位移为零或要求为零的位置上； 吊架应尽可能靠近阀门、法兰、及其它小型设备或管件，但不能以它们作直接支撑，以免因局部荷载作用引起连接面泄漏，或阀体因受力变形导致阀瓣卡住、关闭不严等不良后果； 经过详细应力分析外，导向架不宜过分靠近弯头和支管连接部位，否则可能额外地增加管系应力和支撑系统的荷载； 因清理、维修等要求而需经常拆卸的管段，不宜设置永久性管架； 便于工厂成批生产，加快建设速度，设计时应尽可能选用标准支吊架； 防止管道过大的横向位移和可能承受的冲击荷载，一般在下列场合设置导向管托，以保证管道只沿轴向位移； (a)安全阀出口的高速放空管道和可能产生两相流的管道； (b)横向位移过大可能影响临近管道时，固定支架之间的距离过长，可能产生横向不稳定时； (c)为防止法兰和活接头泄漏要求管道不宜有过大横向位移时； (d)为防止振动管道出现过大的横向位移时； 架空敷设的管道热胀量超过 100，应选用加长管托，以免管托滑到管架梁下； 架生根焊在钢制设备上时，所用垫板应按设备外形成型。当碳钢设备壁厚大于 38，应取的设备专业的同意。当生根在合金设备上时，垫板材料应与设备材料相同，并应取得设备专业的同意； 于荷载较大的支架位置要事先与有关专业联系，提出支架位置、标高和荷载情况，荷载应充分考虑各种工况（包括非正常工况）； 列情况应选用可变弹簧支吊架： (a)由于管道在支撑点处有向上的垂直位移，致使支架托空，荷载转移； (b)由于管道在支撑点处有向下的垂直位移，选用刚性支架将阻挡管道的位移时； (c)选用的弹簧其荷载变化率应不大于 25%, 荷载变化率 =（工作荷载 (d)当选用的弹簧不能满足上述荷载变化率时，可选用两个 弹簧串连安装，对同型号多弹簧串联，串联弹簧的总刚度为单个弹簧刚度除以串联弹簧总个数，总荷载为单个弹簧的荷载； (e)当实际荷载超过选用表中最大允许的荷载或大直径管道设置弹簧时，可选用多 个弹簧并联，并联弹簧的总刚度为各弹簧刚度的总和，总荷载为各弹簧的荷载总和； 管道在支撑点有垂直位移，且要求支撑力的变化范围必需限制在 8%以内时，管系应采用恒力架； 9. 定弹簧的位移范围时，应充分考虑其它因素（如安装偏差、水平位移的影响、管子塑性变形等）以防弹簧被压死或拉死。 气轮机管道的柔性设计 般要求 (a)烟机进出口管道在冷态或热态作用于进出口管嘴上的力和力矩均应小于烟机所允 许承受的力和力矩。 (b)在设备布置和管道设计中，应尽量使管道图形简单，同时使管道作用于烟机的力和力矩较小。 口管道的设计 (a)由于烟气温度高 (600 700 ),且烟气流速高 (27m/s)，不得有异物进入烟机，以免损坏烟机，烟机入口管道不得采用冷壁设计，应采用耐热不锈钢钢板卷管。 第 16 页 共 62 页 40(b)不锈钢在高温下热膨胀量较大，大口径管道柔性差，烟机 允许受力、矩苛刻，一般采用单式铰链型波纹管补偿器，成三铰链布置型式，用以吸收水平管及竖直管的热膨胀。 当管系成 L 形时，可采用一组三铰链，当竖直管较长或管系成空间 Z 型时，可采用两组三铰链。 (c)考虑安装偏差、机组找正、支架及下沉、梁的挠曲、管道塑性变形等因素可能引 起烟机嘴子法兰口的张口和错位，在烟机入口水平段设复式万向型膨胀节。 (d)跨过高温闸阀高温蝶阀的暖机旁路及预热线需与主管一起进行应力分析，且考虑两种操作工况。 (e)由于烟机入口管在冷热态均需保持水平，且要求磨擦反力较小，主要承重架一般 采用刚性中心支撑，即摆式支架。 (f)高温闸阀、高温蝶阀较重，为防止管道在高温下下挠，支撑应尽量靠近阀门，建议用三摆式支架支撑。 (g)为防止支架基础下沉及梁的下挠，并考虑非正常条件的不 利影响（如调整摆式支架时可能造成荷载转移，关闭高温闸阀时产生的短时间锤击力）。委托土建专业时，支架的垂直荷重应考虑相邻支架托空时分配给该支架的荷载，对三摆式支架，建议每个支架荷重（委托土建专业）取分配给三个摆式支架实际荷载的总和。 (h)入口管宜采用冷紧，考虑管道高温下会发生蠕变，建议水平管和竖直管均采用 100%冷紧。 口管道的设计 (a)烟机出口应采用柔性连接，即出口管上设普通型或压力平衡型膨胀节，出口至水 封罐设复式铰链型膨胀节。 (b)为防止出口管施加烟机出口嘴过大水平推力及垂直荷重， 出口管竖管设固定支架，水平管上设弹簧吊。 (c)出口管道应采取分段补偿的方式，一般分为两段，出口立管上的普通型或压力平 衡型膨胀节作