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【摘 要】目前火电厂的管道应力计算中，主要对主蒸汽管道、再热蒸汽管道进行动态荷载分析。分析安全阀排汽时所受的排汽反力，以及主汽门或再热主汽门突然关闭时引起的汽锤力作用在管道上的状况。下面以菲律宾某项目150MW火力发电机组主蒸汽管道为列，着重介绍动态分析的过程。
【关键词】火力发电 高温管道 安全阀 动态分析
一、前言
安全阀广泛用于电厂的压力容器，压力管路系统中，目前最常用的是弹簧直接荷载式安全阀，其原理是阀瓣在弹簧力的作用下与阀座形成密封，当阀瓣下方的内部流体压力产生的升力超过阀瓣上方的弹簧力时，阀瓣自动向上升起，开始排汽升压。
二、静态分析：
在进行动态分析之前，必须进行管道系统的静力分析。建立的管道模型建图1，已知主蒸汽设计温度545℃，设计压力13.8Mpa，管道材质12Cr1MoVG，各管段保温厚度、材质以及端点初始热位移，经静力分析，管道各节点的热位移、一次应力、二次应力均满足要求。
三、动态分析：
管道模态分析
模态分析的主要目的是计算管道的固有频率，以本主蒸汽为例，经计算后，其前5阶固有频率分别是1.171，1.177，1.210，1.226，1.490Hz，由于主蒸汽管道温度较高，为保证管道有一定的柔性，从而吸收由于热涨、冷缩及管道接口热位移产生的变形，大量使用了弹簧吊架，此主蒸汽管道跟再热冷段连算，共使用了65个弹簧吊架，弹簧吊架占所有支吊架的57%，虽然满足了一次应力、二次应力的要求，但根据DL/T5054-1996《火力发电厂汽水管道设计技术规定》中第7.2.1.1条规定管道的一阶固有频率应大于3.5Hz，此主蒸汽管道的一阶固有频率为1.171Hz，远低于规定值。如果仅进行静态分析，未进行动态分析，管道很容易在外界动态干扰下产生强烈振动。
四、安全阀排气反力分析
锅炉厂提供的主蒸汽管道上安全阀排气反力为Z向受力，307，292，307，1307，，1292 四个节点，排汽反力分别为-9398N，-11400N， -9398N，-11400N。
安全阀从起跳到全开时间为150ms，使用CAESARii软件建立安全阀排气反力的响应频谱，以节点307为例，生成频谱数据，及频谱曲线如下图所示：
从上图可以看出在频率低于2.6Hz时，动载系数最大，安全阀排气反力对管道的作用最强。
静态结果如下：
动态结果如下所示
从上图对比可得出，经动态分析计算阻尼器受力大于原设计值，主要原因是静态分析，仅仅是将安全阀排气反力作为一种集中力，直接添加到管道中计算，作为模拟安全阀排气反力的状况，使计算结果产生误差。节点295，1295动态跟静态比较工作荷载分别偏差为28.5%，42%。
五、结论
根据DL/T5054-1996《火力发电厂汽水管道设计技术规定》7.3.2.3安全阀排汽管道排汽反力的动载系数可取1.1-1.2，通过以上的结果分析对比，笔者认为此条文对于主蒸汽、再热热段管道此类高温管道不太适宜，由于主蒸汽、再热热段管道装设大量弹簧，致使其一阶固有频率小，刚度不高，应适当在管道位移小于3mm处增设刚性约束或限位装置增加管道刚度，若无条件进行动态分析，安全阀排汽反力采用静力法模拟，建议把排汽反力的动载荷载系数适当放大考虑1.3-1.4.使阻尼器的工作荷载更接近于实际情况。
使用CAESAR II 软件进行模态分析可以计算管道的固有频率，应用频谱分析法可以分析管道的动态荷载如排汽反力、地震荷载等，以及能显示各个振型，为避免管道运行时由于设计原因产生强烈振动，对阻尼器合理选型，进行准确的动态分析是非常必要的。
【关键词】火力发电 高温管道 安全阀 动态分析
一、前言
安全阀广泛用于电厂的压力容器，压力管路系统中，目前最常用的是弹簧直接荷载式安全阀，其原理是阀瓣在弹簧力的作用下与阀座形成密封，当阀瓣下方的内部流体压力产生的升力超过阀瓣上方的弹簧力时，阀瓣自动向上升起，开始排汽升压。
二、静态分析：
在进行动态分析之前，必须进行管道系统的静力分析。建立的管道模型建图1，已知主蒸汽设计温度545℃，设计压力13.8Mpa，管道材质12Cr1MoVG，各管段保温厚度、材质以及端点初始热位移，经静力分析，管道各节点的热位移、一次应力、二次应力均满足要求。
三、动态分析：
管道模态分析
模态分析的主要目的是计算管道的固有频率，以本主蒸汽为例，经计算后，其前5阶固有频率分别是1.171，1.177，1.210，1.226，1.490Hz，由于主蒸汽管道温度较高，为保证管道有一定的柔性，从而吸收由于热涨、冷缩及管道接口热位移产生的变形，大量使用了弹簧吊架，此主蒸汽管道跟再热冷段连算，共使用了65个弹簧吊架，弹簧吊架占所有支吊架的57%，虽然满足了一次应力、二次应力的要求，但根据DL/T5054-1996《火力发电厂汽水管道设计技术规定》中第7.2.1.1条规定管道的一阶固有频率应大于3.5Hz，此主蒸汽管道的一阶固有频率为1.171Hz，远低于规定值。如果仅进行静态分析，未进行动态分析，管道很容易在外界动态干扰下产生强烈振动。
四、安全阀排气反力分析
锅炉厂提供的主蒸汽管道上安全阀排气反力为Z向受力，307，292，307，1307，，1292 四个节点，排汽反力分别为-9398N，-11400N， -9398N，-11400N。
安全阀从起跳到全开时间为150ms，使用CAESARii软件建立安全阀排气反力的响应频谱，以节点307为例，生成频谱数据，及频谱曲线如下图所示：
从上图可以看出在频率低于2.6Hz时，动载系数最大，安全阀排气反力对管道的作用最强。
静态结果如下：
动态结果如下所示
从上图对比可得出，经动态分析计算阻尼器受力大于原设计值，主要原因是静态分析，仅仅是将安全阀排气反力作为一种集中力，直接添加到管道中计算，作为模拟安全阀排气反力的状况，使计算结果产生误差。节点295，1295动态跟静态比较工作荷载分别偏差为28.5%，42%。
五、结论
根据DL/T5054-1996《火力发电厂汽水管道设计技术规定》7.3.2.3安全阀排汽管道排汽反力的动载系数可取1.1-1.2，通过以上的结果分析对比，笔者认为此条文对于主蒸汽、再热热段管道此类高温管道不太适宜，由于主蒸汽、再热热段管道装设大量弹簧，致使其一阶固有频率小，刚度不高，应适当在管道位移小于3mm处增设刚性约束或限位装置增加管道刚度，若无条件进行动态分析，安全阀排汽反力采用静力法模拟，建议把排汽反力的动载荷载系数适当放大考虑1.3-1.4.使阻尼器的工作荷载更接近于实际情况。
使用CAESAR II 软件进行模态分析可以计算管道的固有频率，应用频谱分析法可以分析管道的动态荷载如排汽反力、地震荷载等，以及能显示各个振型，为避免管道运行时由于设计原因产生强烈振动，对阻尼器合理选型，进行准确的动态分析是非常必要的。