目前火電廠的管道應(yīng)力計算中，主要對主蒸汽管道、再熱蒸汽管道進行動態(tài)荷載分析。分析安全閥排汽時所受的排汽反力，以及主汽門或再熱主汽門突然關(guān)閉時引起的汽錘力作用在管道上的狀況。下面以菲律賓某項目150MW火力發(fā)電機組主蒸汽管道為列，著重介紹動態(tài)分析的過程。本文由上海五岳泵閥制造有限公司協(xié)助轉(zhuǎn)載分享，上海五岳為專業(yè)的安全閥廠家，主要生產(chǎn)各類彈簧式安全閥，代理德國LESER安全閥，并終身為使用單位提供相關(guān)產(chǎn)品技術(shù)支持。

　　【關(guān)鍵詞】火力發(fā)電 高溫管道 安全閥 動態(tài)分析

　　一、前言

　　安全閥廣泛用于電廠的壓力容器，壓力管路系統(tǒng)中，目前最常用的是彈簧直接荷載式安全閥，其原理是閥瓣在彈簧力的作用下與閥座形成密封，當閥瓣下方的內(nèi)部流體壓力產(chǎn)生的升力超過閥瓣上方的彈簧力時，閥瓣自動向上升起，開始排汽升壓。

　　二、靜態(tài)分析：

　　在進行動態(tài)分析之前，必須進行管道系統(tǒng)的靜力分析。建立的管道模型建圖1，已知主蒸汽設(shè)計溫度545℃，設(shè)計壓力13.8Mpa，管道材質(zhì)12Cr1MoVG，各管段保溫厚度、材質(zhì)以及端點初始熱位移，經(jīng)靜力分析，管道各節(jié)點的熱位移、一次應(yīng)力、二次應(yīng)力均滿足要求。

　三、動態(tài)分析：

　　管道模態(tài)分析

　　模態(tài)分析的主要目的是計算管道的固有頻率，以本主蒸汽為例，經(jīng)計算后，其前5階固有頻率分別是1.171，1.177，1.210，1.226，1.490Hz，由于主蒸汽管道溫度較高，為保證管道有一定的柔性，從而吸收由于熱漲、冷縮及管道接口熱位移產(chǎn)生的變形，大量使用了彈簧吊架，此主蒸汽管道跟再熱冷段連算，共使用了65個彈簧吊架，彈簧吊架占所有支吊架的57%，雖然滿足了一次應(yīng)力、二次應(yīng)力的要求，但根據(jù)DL/T5054-1996《火力發(fā)電廠汽水管道設(shè)計技術(shù)規(guī)定》中第7.2.1.1條規(guī)定管道的一階固有頻率應(yīng)大于3.5Hz，此主蒸汽管道的一階固有頻率為1.171Hz，遠低于規(guī)定值。如果僅進行靜態(tài)分析，未進行動態(tài)分析，管道很容易在外界動態(tài)干擾下產(chǎn)生強烈振動。

　　四、安全閥排氣反力分析

　　鍋爐廠提供的主蒸汽管道上安全閥排氣反力為Z向受力，307，292，307，1307，，1292 四個節(jié)點，排汽反力分別為-9398N，-11400N， -9398N，-11400N。

　　安全閥從起跳到全開時間為150ms，使用CAESARii軟件建立安全閥排氣反力的響應(yīng)頻譜，以節(jié)點307為例，在頻率低于2.6Hz時，動載系數(shù)最大，安全閥排氣反力對管道的作用最強。

　　靜態(tài)結(jié)果如下：

　　動態(tài)結(jié)果如下所示

　　從上圖對比可得出，經(jīng)動態(tài)分析計算阻尼器受力大于原設(shè)計值，主要原因是靜態(tài)分析，僅僅是將安全閥排氣反力作為一種集中力，直接添加到管道中計算，作為模擬安全閥排氣反力的狀況，使計算結(jié)果產(chǎn)生誤差。節(jié)點295，1295動態(tài)跟靜態(tài)比較工作荷載分別偏差為28.5%，42%。

　　五、結(jié)論

　　根據(jù)DL/T5054-1996《火力發(fā)電廠汽水管道設(shè)計技術(shù)規(guī)定》7.3.2.3安全閥排汽管道排汽反力的動載系數(shù)可取1.1-1.2，通過以上的結(jié)果分析對比，筆者認為此條文對于主蒸汽、再熱熱段管道此類高溫管道不太適宜，由于主蒸汽、再熱熱段管道裝設(shè)大量彈簧，致使其一階固有頻率小，剛度不高，應(yīng)適當在管道位移小于3mm處增設(shè)剛性約束或限位裝置增加管道剛度，若無條件進行動態(tài)分析，安全閥排汽反力采用靜力法模擬，建議把排汽反力的動載荷載系數(shù)適當放大考慮1.3-1.4.使阻尼器的工作荷載更接近于實際情況。

　　使用CAESAR II 軟件進行模態(tài)分析可以計算管道的固有頻率，應(yīng)用頻譜分析法可以分析管道的動態(tài)荷載如排汽反力、地震荷載等，以及能顯示各個振型，為避免管道運行時由于設(shè)計原因產(chǎn)生強烈振動，對阻尼器合理選型，進行準確的動態(tài)分析是非常必要的。