全国压力管道设计审批人员培训.doc

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1、全国压力管道设计审批人员培训.txt爱空空情空空，自己流浪在街中；人空空钱空空，单身苦命在打工；事空空业空空，想来想去就发疯；碗空空盆空空，生活所迫不轻松。总之，四大皆空！ 本文由ppappappa2010贡献 ppt文档可能在WAP端浏览体验不佳。建议您优先选择TXT，或下载源文件到本机查看。 全国压力管道设计审批人员培训 北京艾思弗计算机软件技术有限公司 管道应力 1. 管道应力分析基础知识 2. 管道的柔性设计 3. 管道支吊架的设计 4. 往复式机泵管道的防振设计 5. 管道的抗震设计 第一节 管道应力分析基础知识 压力、重力、风、地震、压力脉动、冲击等外力 载荷和热膨胀的存在，是管道

2、产生应力问题的主 要原因。其中，热膨胀问题是管道应力分析所要 解决的最常见和最主要的问题。 通俗来讲管道应力分析的任务，实际上是指对管 道进行包括应力计算在内的力学分析，并使分析 结果满足标准规范的要求，从而保证管道自身和 与其相连的机器、设备以及土建结构的安全。 一般来讲，管道应力分析可以分为静力分析和动 力分析两部分。 静力分析是指在静力载荷的作用下对管道进行力学分析 压力、重力等荷载作用下的管道一次应力计算防止塑性变形破坏； 压力、重力等荷载作用下的管道一次应力计算防止塑性变形破坏 防止塑性变形破坏； 热胀冷缩以及端点附加位移等位移荷载作用下的管道二次应力计算- 热胀冷缩以及端点附加位移

3、等位移荷载作用下的管道二次应力计算-防止疲劳破坏； 防止疲劳破坏； 管道对机器、设备作用力的计算防止作用力过大 保证机器、 防止作用力过大， 管道对机器、设备作用力的计算防止作用力过大，保证机器、设备 正常运行； 正常运行； 管道支吊架的受力计算未支吊架设计提供依据 未支吊架设计提供依据； 管道支吊架的受力计算未支吊架设计提供依据； 管道上法兰的受力计算防止法兰泄漏 防止法兰泄漏； 管道上法兰的受力计算防止法兰泄漏； 管系位移计算防止管道碰撞和支吊点位移过大。 管系位移计算防止管道碰撞和支吊点位移过大。 防止管道碰撞和支吊点位移过大 动力分析则主要指往复压缩机和往复泵管道的振动分析、 管道的地

4、震分析、水锤和冲击荷载作用下管道的振动分 析。 往复压缩机（泵）管道气（液）柱固有频率分析防止气（液）柱共 往复压缩机（ 管道气（ 柱固有频率分析防止气 防止气（ 振； 往复压缩机（ 管道压力脉动分析控制压力脉动值 控制压力脉动值； 往复压缩机（泵）管道压力脉动分析控制压力脉动值； 管道固有频率分析防止管道系统共振 防止管道系统共振； 管道固有频率分析防止管道系统共振； 管道强迫振动响应分析控制管道振动及应力 控制管道振动及应力； 管道强迫振动响应分析控制管道振动及应力； 冲击荷载作用下管道应力分析防止管道振动和应力过大 防止管道振动和应力过大； 冲击荷载作用下管道应力分析防止管道振动和应力过

5、大； 管道地震分析防止管道地震力过大 防止管道地震力过大。 管道地震分析防止管道地震力过大。 管道上可能承受的荷载 重力荷载，包括管道自重、保温重、介质重和积雪重等； 压力荷载，包括内压力和外压力； 位移荷载，包括管道热胀冷缩位移、端点附加位移、支承 沉降等； 风荷载； 地震荷载； 瞬变流冲击荷载，如安全阀启跳或阀门的快速启闭时的压 力冲击； 两相流脉动荷载； 压力脉动荷载，如往复压缩机往复运动所产生的压力脉动； 机械振动荷载，如回转设备的简谐振动。 节点的定义 由于目前管道应力分析软件所采用数值分析方法均为有限元法， 所以分析计算时，首先要将管系通过节点划分为有限个单元，建 立管系的计算模型

6、。管道应力分析轴测图上感兴趣的点称为节点。 在应力分析计算过程中必须通过这些点给计算软件提供信息和获 得信息。 通常管系中下列各处应编制节点 ? ? ? ? ? ? ? ? ? 管道端点； 管道约束点、支吊点和给定位移处； 管道方向改变点或分支点； 管径、壁厚改变点； 保温厚度、保温材料改变点； 管道计算温度、计算压力改变点； 管道外力荷载改变处； 管道材料改变处（包括刚度改变处，例如刚性元间、膨胀节）； 需要了解分析结果（例如跨距较长的跨中点处）； 动力分析须增设节点。 管道应力分析提交计算书要求 管道应力分析计算书一般包括以下内容： 主要输入数据； 管道一次应力的校核结果； 管道二次应力的

7、校核结果； 管道端点和各约束点、与机器设备的连接点、固定点、支吊点、限位 点和导向点以及位移给定点处的安装状态和操作状态的受力； 各节点处安装状态和操作状态的位移和转角； 弹簧支吊架和膨胀节的型号等有关信息； 离心压缩机、汽轮机、离心泵等转动机器的受力校核结果； 往复压缩机、往复泵管系的固有频率； 经分析计算最终得到的管道轴测图，包括支吊架的位置及型式、膨胀 节位置等信息。 向相关专业提交的分析计算结果主要有： 向配管专业提交管道应力分析计算书； 向设备和机械专业提交需要其确认的设备和机器受力； 如果支撑点、固定点、限位点、导向点的荷载较大，应向土建专业提 交荷载数值； 将往复压缩机的管道布置

8、和支架设置提交压缩机制造厂确认。 管道应力分析结果应能满足以下要求： 管道上各点的一次应力值应满足标准规范的要求； 管道上各点的二次应力值应满足标准规范的要求； 管道对机器、设备管口的推力和力矩应在允许的范围之内； 管道对支吊架和土建结构的作用力应在允许的范围之内； 往复机泵管道的固有频率应避开共振区； 管道的位移量应能满足管道布置的要求； 输油、输气管道的刚度和稳定性应满足标准规范的要求。 大多数情况下，不可能由计算程序计算一次便得到满意 的结果，因此需要对计算模型进行反复修改，直至计 算结果满足标准规范要求。如须对管道布置及支吊架 进行必要的修改，应力工程师应与配管工程师紧密配 合共同商讨

9、，得到满意的修改方案。 计算结果不满足要求时，通常存在以下问题： a) b) c) d) 一次应力超标：缺少支吊架； 二次应力超标：管道柔性不够或三通需加强； 冷态位移过大：缺少支吊架； 热态水平位移过大：缺少固定点或形弯、管托应加长； e) 机器、设备受力过大：管道柔性不够、支吊架设置不 合理； f) 固定支架、限位支架水平受力过大：固定点、限位点 位置选择不当或管道柔性不够； g) 支吊点垂直力过大：考虑采用弹簧支吊架； h) 支吊点脱空：考虑采用弹簧支吊架； i) 弹簧荷载、位移范围选择不当：人为进行调整； j) 计算工况组合不当：人为进行调整。 基本应力定义 基本应力定义 轴向应力（A

10、xial stress）： 轴向应力（Axial stress）： 轴向应力是由作用于管道轴向力引起的平行管子轴线的正应力，： SL = FAX Am 其中 SL轴向应力MPa 轴向应力MPa Am横截面上的内力N mm2= (do2 ? di 2 )/ 4 横截面上的内力N FAX 管壁横截面积 管道设计压力引起的轴向应力为 SL = Pdo / 4t 轴向力和设计压力在截面引起的应力是均布的，故此应力限制在许用应力t范围内。 轴向力和设计压力在截面引起的应力是均布的，故此应力限制在许用应力t范围内。 弯曲应力（bending stress）： 弯曲应力（bending stress）： 由

11、法向量垂直于管道轴线的力矩产生的轴向正应力。 其中： 作用在管道截面上的弯矩N.m Mb =作用在管道截面上的弯矩N.m C从管道截面中性轴到所在点的距离mm 从管道截面中性轴到所在点的距离mm 4 4 4 I管道横截面的惯性矩 mm = (do ? di )/ 64 当C达到最大值时，弯曲应力最大 Smax = MbRo / I = Mb / Z SL = Mbc / I 弯曲应力在断面上是线性分布的, 弯曲应力在断面上是线性分布的,截面最外端应力达到最大时，其它地方仍处于弹性状 态，故应力限制在1.5 态，故应力限制在1.5 之内。 周向应力（circumferential stress）

12、： 周向应力（circumferential stress）： 由于内压在管壁圆周的切线方向引起的正应力。 SH = Pdo / 2t 对薄壁管 径向应力（radial stress）： 径向应力（radial stress）： 由内压在管子半径方向引起的应力 剪应力（shearing stress）： 剪应力（shearing stress）： Sr = P ri ? ri ro / r2 / ro ? ri 2 2 2 2 ( )( 2 ) 由作用在截面上的剪切力引起的应力。 - tmax =最大剪应力，MPa 最大剪应力，MPa V剪切力F 剪切力F Q=剪切系数 Q=剪切系数 由扭矩引

13、起的剪切力 tmax = MTC / R 其中，MT 作用在横截面上的扭矩N.m 其中，MT 作用在横截面上的扭矩N.m C横截面上的点到扭转中心距离mm 横截面上的点到扭转中心距离mm R抗扭截面模量 mm4 = 2I = do4 ? di 4 / 32 tmax = VQ/ Am - 当C最大时，扭曲应力也最大，即C等于外半径时 最大时，扭曲应力也最大，即C max = MT RO / 2I = MT / 2Z - 把剪应力的各个分量求和：作用在管子截面上最大剪应力为 max =VQ/ Am + MT / 2Z - CAESARII计算应力结果中有弯曲应力，轴向应力，扭转应力. CAESA

14、RII计算应力结果中有弯曲应力，轴向应力，扭转应力. 然后形成规范应力与许用应力比较。 - 大多数美国管道规范标准要求应力计算时用以下公式： - 轴向应力: SL = Mb / Z + Fmax / Am + Pdo / 4t 轴向应力: - 剪切应力： = MT / 2Z - 周向应力： H = Pdo / 2t S ( ) 应力分类： 一次应力是由于压力、重力与其他外力荷载的作用所 产生的应力。它是平衡外力荷载所需的应力，随外力 荷载的增加而增加。一次应力的特点是没有自限性， 即当管道内的塑性区扩展达到极限状态，使之变成几 何可变的机构时，即使外力荷载不再增加，管道仍将 产生不可限制的塑性

15、流动，直至破坏。 二次应力是由于管道变形受到约束而产生的应力，它 由管道热胀、冷缩、端点位移等位移荷载的作用而引 起。它不直接与外力平衡，而是为满足位移约束条件 或管道自身变形的连续要求所必需的应力。二次应力 的特点是具有自限性，即局部屈服或小量变形就可以 使位移约束条件或自身变形连续要求得到满足，从而 变形不再继续增大。二次应力引起的疲劳破坏。在管 道中，二次应力一般由热胀、冷缩和端点位移引起。 管道应力分析判据 石油化工管道一般遵循B31.3或B31.1标准 石油化工管道一般遵循B31.3或B31.1标准 B31.1电力管道标准 B31.1电力管道标准 一次应力（SUS）工况下的应力 一次

16、应力（SUS）工况下的应力 SSUS = S1 = 0.75iM A / Z + Pdo / 4t Sh 其中： SSUS ,S1 持续应力MPa 持续应力MPa i 强度系数（各种类型弯矩的单一系数）依据B31.1标准附录D 强度系数（各种类型弯矩的单一系数）依据B31.1标准附录D 2 2 2 MA 由于持续载荷产生的总弯矩 = (Mx + My + Mz ) Sb 材料在设计温度下的许用应力 二次应力对应于CAESARII中EXP工况下的应力 二次应力对应于CAESARII中EXP工况下的应力 SE = iMC / Z f (1.25Sc +1.25Sh ? S1 MPa ) 其中： S

17、E二次应力范围 SE二次应力范围 i 强度系数（各种类型弯矩的单一系数）依据B31.1标准附录D 强度系数（各种类型弯矩的单一系数）依据B31.1标准附录D Mc由于二次载荷引起的弯矩范围 = (Mx2 + My2 + Mz 2 ) Mc由于二次载荷引起的弯矩范围 Sc材料在环境温度下的许用应力。 Sc材料在环境温度下的许用应力。 偶然应力，对应于风载等偶然载荷下产生的应力 Socc = 其中：Socc偶然载荷引起的总的弯矩N.m = (Mx2 + My2 + Mz 2 ) 其中：Socc偶然载荷引起的总的弯矩N.m K偶然载荷系数（偶然载荷发生率小于运行时间1,系数为1.2, 发生率处于运行

18、 偶然载荷系数（偶然载荷发生率小于运行时间1 系数为1.2, 时间的10 系数为1.15） 时间的10,系数为1.15） 0.75iM A 0.75iMB Pdo + + KSh Z Z 4C B31.3：化工厂和石油精炼管道标准 B31.3：化工厂和石油精炼管道标准 一次应力：B31.3并没有提供一个明确等式来对持续应力作出定义， 一次应力：B31.3并没有提供一个明确等式来对持续应力作出定义， 但它仅要求工程师计算由于重力和压力引起的轴向应力并且要求它 不超过 ，它通常表达式为： Sh 其中： FAX 由于持续载荷产生的轴向力 Mi 由于持续载荷产生的平面内弯矩 Mo 由于持续载荷产生的平

19、面外弯矩 平面内、平面外应力增强系数，依据B31.3标准附录D ii , io平面内、平面外应力增强系数，依据B31.3标准附录D 二次应力： (iiMi )2 + (ioMo )2 + 4MT 2 1/2 4M SE = 2 SA = f (1.25Sc +1.25Sh ? S1 ) S1 = FAX / Am + (ii Mi ) + (ioMo ) 2 2 1/ 2 / Z + Pdo / 4t Sh 其中： Mi 由于温度（二次）载荷引起平面内的弯矩范围 Mo 由于温度（二次）载荷引起平面外的弯矩范围 MT由于温度（二次）载荷引起的扭转力矩 在环境温度下材料的基本许用应力：依据B31.

20、3附录A Sc在环境温度下材料的基本许用应力：依据B31.3附录A、 偶然应力： B31.3 没有明确定义计算偶然应力的方程，在简单状态下，由于持 续和偶然载荷引起的轴向应力的总和不应该超过 Sh 的1.33倍。 1.33倍。 管道、管口应力分析评估 当管子的载荷作用在泵、压缩机、汽轮机和热交换器的管口处可能会 由于载荷过大在设备管上引起较大变形，影响设备正常运转，故需对 设备管咀受力进行限制，通常制造厂提供设备管咀可承受的允许载荷， 否则可参考通用标准: 否则可参考通用标准: 如NEMASM23（蒸汽轮机）、API610（离心泵）、API617（离心 NEMASM23（蒸汽轮机）、API61

21、0（离心泵）、API617（离心 式压缩机），API661（空冷器）等。 式压缩机），API661（空冷器）等。 疲劳 在管道中，二次应力一般由热胀、冷缩和端点位移引起。二次应力引 起疲劳破坏。 疲劳破坏是指，在循环荷载的作用下，发生在构件某点处局部的、永久 性的损伤积累过程，经过足够多的循环后，损伤积累可使材料产生裂 纹，或使裂纹进一步扩展至完全断裂。疲劳损伤一般发生在应力集中 处，例如管道的支管连接处。 疲劳破坏分为高周疲劳和低周疲劳。 疲劳破坏分为高周疲劳和低周疲劳。 高周疲劳是指在荷载循环过程中材料中的应力始终保持在弹性范围之内， 高周疲劳是指在荷载循环过程中材料中的应力始终保持在弹性

22、范围之内， 达到破坏时循环次数较高，转动机器的疲劳属于此类。 低周疲劳是指荷载循环过程中应力应变变化幅度较大，材料中反复出现 正反两个方向的塑性变形，材料在循环次数较低的情况下便发生破坏。 在压力管道中发生的疲劳破坏，除往复机泵管道的振动外，主要是温度 变化时管道的膨胀或收缩受到约束而产生的疲劳破坏。由于压力管道 在其使用寿命内，荷载的循环次数通常均不很高，但却可能存在较大 变形，使高应力部位达到屈服，所以要防止的主要是低周疲劳破坏。 材料强度理论 1. 2. 3. 4. 第一强度理论最大拉应力理论，其当量应力为 第一强度理论最大拉应力理论，其当量应力为 S = 1 。它认为 引起材料断裂破坏

23、的主要因素是最大拉应力。亦即不论材料处于何种 应力状态，只要最大拉应力达到材料单向拉伸断裂时的最大应力值， 材料即发生断裂破坏。 第二强度理论最大伸长线应变理论，其当量应力 第二强度理论最大伸长线应变理论，其当量应力 为 S = 1 ?(2 +3 ) 。它认为引起材料断裂破坏的主要因素是最大 伸长线应变。亦即不论材料处于何种应力状态，只要最大伸长线应变 达到材料单向拉伸断裂时的最大应变值，材料即发生断裂破坏。 第三强度理论最大剪应力理论，其当量应力为 第三强度理论最大剪应力理论，其当量应力为 S = 1 ?3 。 他认为引起材料屈服破坏的主要因素是最大剪应力。亦即不论材料处 于何时应力状态，只

24、要最大剪应力达到材料屈服时的最大剪应力值， 材料即发生屈服破坏。 第四强度理论变形能理论，其当量应力为 第四强度理论变形能理论，其当量应力为 S= 1 2 (1 ?2 )2 + (2 ?3 )2 + (3 ?1)2 他认为引起材料屈服破坏的主要因素是材料内的变形能。亦即不论材 料处于何种应力状态，只要其内部积累的变形能达到材料单向拉伸屈 服时的变形能值，材料即发生屈服破坏。 一般来讲，脆性材料，如铸铁、石料、混凝土、玻璃等，在 通常情况下以断裂形式破坏，所以宜采用第一和第二强度理论； 塑性材料，如碳钢、铜、铝等，在通常情况下以塑性流动形式破 坏，所以宜采用第三和第四强度理论。 第三强度理论和第

25、四强度理论都适用于塑性材料，考虑的都 是流动破坏。第三强度理论未考虑 2 的影响，第四强度理论考 虑较全面，更加精确。但与第四强度理论相比，第三强度理论表 达形式简单，并在一般情况下与实验结果相比偏于安全，且能足 够精确地应用于工程实际。在工艺管道的压力设计（壁厚的确定） 过程中，以及二次应力的校核中采用了第三强度理论。 第二节 管道的柔性设计 当管道受热膨胀和遇冷收缩时，将对与其相连的机器、设备和土建结构 产生作用力，反之机器、设备和土建结构也将对管道产生反作用力，并 在管道中引起应力。当管道系统比较刚硬时，这种推力和应力都将较大， 并可能导致管道和土建结构的破坏以及影响到机器、设备的正常运

26、行。 为此必须使管道系统具有足够的柔性，从而避免上述情况的发生，这就 是管道柔性设计的目的。 管道柔性是反映管道变形难易程度的概念，表示管道通过自身变形吸收 热胀、冷缩和其他位移变形的能力。 进行管道设计时，应在保证管道具有足够柔性来吸收应变的前提下，使 管道的长度尽可能短或投资尽可能少。在管道柔性设计中，除考虑管道 本身的热胀冷缩外，还应考虑管道端点的附加位移。设计时，一般采用 下列一种或几种措施来增加管道的柔性： 改变管道的走向； 选用波形补偿器、套管式补偿器或球形补偿器； 选用弹簧支架。 管道柔性设计的目的是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、管道支承

27、设置不当等原因造成下列问题： 管道应力过大或金属疲劳引起管道破坏； 管道连接处产生泄漏； 管道推力或力矩过大，使与其相连接的设备产生过大的应力或变形，影 响设备正常运行； 管道推力或力矩过大引起管道支架破坏。 操作温度大于400 0C或小于-50 0C 的管道； 操作温度大于400 或小于进出加热炉及蒸汽发生器的高温管道； 进出反应器的高温管道； 进出汽轮机的蒸汽管道； 进出离心压缩机、往复式压缩机的工艺管道； 与离心泵相连的管道，参见下图； 设备管口有特殊受力要求的其他管道； 利用简化分析方法分析后，表明需要进一步详细分析的管道。 下列管道宜采用计算机分析方法进行详细的柔性设计： 管道柔性设

28、计中计算温度的确定 管道计算温度应根据工艺设计条件及下列要求确定。 对于无隔热层管道：介质温度低于65 0C时，取介质温度为计算温 对于无隔热层管道：介质温度低于65 度；介质温度等于或高于65 时，取介质温度的95%为计算温度； 度；介质温度等于或高于650C时，取介质温度的95%为计算温度； 对于有外隔热层管道，除另有计算或经验数据外，应取介质温度 为计算温度； 对于夹套管道应取内管或套管介质温度的较高者作为计算温度； 对于外伴热管道应根据具体条件确定计算温度； 对于衬里管道应根据计算或经验数据确定计算温度； 对于安全泄压管道，应取排放时可能出现的最高或最低温度作为 计算温度； 进行管道柔

29、性设计时，不仅应考虑正常操作条件下的温度，还应 考虑开车、停车、除焦、再生及蒸汽吹扫等工况。 管道端点的附加位移 在管道柔性设计中，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： 静设备热胀冷缩时对连接管道施加的附加位移； 转动机器热胀冷缩在连接管口处产生的附加位移； 加热炉管对加热炉进出口管道施加的附加位移； 储罐等设备基础沉降在连接管口处产生的附加位移； 不和主管一起分析的支管，应将分支点处主管的位移作为支管端点的 附加位移。 柔性系数和应力增大系数 柔性系数：将同一弯矩作用于管件和直管后，管件的位移与直管的位移之 比。 应力增大系数：在疲劳破坏循环次数相同的情况下，作用于

30、直管的弯曲应 力与作用于管件的名义弯曲应力之比。 采用柔性系数和应力增大系数的目的，是在进行管道柔性设计时考虑弯管、 三通等管件的柔性和应力增大的影响。管道中的弯管在弯矩作用下与直管 相比较，其刚度降低柔性增大，同时应力也将增大。因此，在计算管件时 就要考虑它的柔性系数和应力增大系数。而管道中的三通等管件，由于存 在局部应力集中，在验算这些管件的应力时，采用了应力增大系数使问题 简化。 管道热补偿 管道热补偿的方法有两种，即自然补偿和补偿器补偿。 管道热补偿的方法有两种，即自然补偿和补偿器补偿。 管道的自然补偿就是管道的走向按具体情况呈各种弯曲形状， 管道利用这种自然的弯曲形状所具有的柔性补偿

31、其自身的热膨 胀和端点位移。自然补偿的特点是构造简单、运行可靠、投资 少。 可采用下列方法增加管道的自然补偿能力： 改变管道的走向，以增加整个管道的柔性； 利用弹簧支吊架放松约束； 改变设备布置。 压力管道设计中常用的补偿器有三种： 压力管道设计中常用的补偿器有三种：形补偿器、波形补偿 器和套管式补偿器或球形补偿器。 形补偿器结构简单、运行可靠、投资少，在压力管道设计中广 泛采用。（ 泛采用。（ 形补偿器的设置要求： 形补偿器宜设置在两固 定点中部，为防止管道横向位移过大，应在 定点中部，为防止管道横向位移过大，应在形补偿器两侧设 置导向架。导向架应与弯头有一定距离，以防止弯头处弯曲应 力过大

32、） 波形补偿器补偿能力大、占地小，但制造较为复杂，价格高， 适用于低压大直径管道 套管式或球形补偿器因填料容易松弛，发生泄漏，因此很少采 用。在有毒及可燃介质管道中严禁采用。 无约束金属波纹管膨胀节选用的注意事项： 两个固定支座之间的管道中仅能布置一个波纹管膨胀节； 两个固定支座之间的管道应具有同样的直径并成一条直线； 固定支座必须具有足够的强度，以承受内压推力的作用； 对管道必须进行严格地保护，尤其是靠近波纹管膨胀节的部位 应设置导向支架，第一个导向支架与膨胀节的距离应小于或等 于4DN，第二个导向支架与第一个导向支架的距离应小于或等 4DN，第二个导向支架与第一个导向支架的距离应小于或等

33、于14DN，以防止管道产生弯曲和径向偏移造成膨胀节的破坏； 14DN，以防止管道产生弯曲和径向偏移造成膨胀节的破坏； 正确地进行预拉伸或预压缩量的计算。 带约束的金属波纹管膨胀节有以下几种型式： 单式铰链型膨胀节用于吸收单平面角位移； 单式铰链型膨胀节用于吸收单平面角位移； 单式万向铰链型膨胀节能吸收多平面角位移； 单式万向铰链型膨胀节能吸收多平面角位移； 复式拉杆型膨胀节能吸收多平面横向位移和拉杆间膨胀节本 复式拉杆型膨胀节能吸收多平面横向位移和拉杆间膨胀节本 身的轴向位移； 复式铰链型膨胀节能吸收单平面横向位移和膨胀节本身的轴 复式铰链型膨胀节能吸收单平面横向位移和膨胀节本身的轴 向位移；

34、 复式万向铰链型膨胀节能吸收互相垂直的两个平面横向位移 复式万向铰链型膨胀节能吸收互相垂直的两个平面横向位移 和膨胀节本身的轴向位移； 弯管压力平衡型膨胀节能吸收轴向位移和或横向位移。拉 弯管压力平衡型膨胀节能吸收轴向位移和或横向位移。拉 杆能约束波纹管压力推力。常用于管道方向改变处； 直管压力平衡型膨胀节能吸收轴向位移。拉杆能约束波纹管 直管压力平衡型膨胀节能吸收轴向位移。拉杆能约束波纹管 压力推力。 冷紧和自冷紧 冷紧是指在安装时使管道产生一个预变形的一种方法。通过这种预变 形使管道在安装状态对设备或固定点施加一个与操作状态时相反的作 用力。 冷紧的目的时将管道热应变的一部分集中在安装状态

35、，从而降低管道 在操作状态对设备或固定点的推力和力矩，同时在安装状态下管道对 设备或固定点的作用力也应限制在所能承受的范围之内。由于冷紧可 以降低操作状态下的管道应力，对于蠕变温度下工作的管道，冷紧可 以避免或减少蠕变的发生。冷紧也可以防止法兰连接处弯矩过大而发 生泄漏。但冷紧不能改善一次应力和二次应力的校核结果。 如果热膨胀产生的初应力较大时，在运行初期，初始应力超过材料的 屈服极限而产生塑性变形，或在高温和应力的持续作用下，管道中产 生蠕变或应力松弛，在管道重新回到安装温度时，将产生反向的应力， 管道的固定点也相应地作用了一个与操作温度下方向相反的作用力， 这种现象称为自冷紧。 冷紧通常是

36、在安装时采用将管道割短（适用于操作温度高于安装温度 情况）或加长（适用于操作温度低于安装温度情况）的方法来完成。 冷紧比为冷紧值与全补偿量（安装状态到操作状态的总变 形值）的比值。冷紧比的数值在0 形值）的比值。冷紧比的数值在01之间，冷紧比为0时 之间，冷紧比为0 表示没有冷紧，冷紧比为1时表示100%冷紧。 表示没有冷紧，冷紧比为1时表示100%冷紧。 冷紧有效系数是指实际有效的冷紧值与理论冷紧值之比。 考虑到在实际管道安装过程中理论冷紧值往往难以完全实 现，所以一般将冷紧有效系数取2 现，所以一般将冷紧有效系数取23. 与转动机器相连的管道不宜采用冷紧。由于转动机器管道 在安装时要求对机

37、器的作用力尽可能小，以满足标准规范 对管道法兰与机器法兰间的同轴度和平行要求，如果采用 冷紧这一要求将无法满足。 第三节 管道支吊架的设计 支吊架是管道系统的重要组成部分，支吊架的设计是管道设计中的 重要环节。如果支吊架设计不当，不能承受管道重量等引起的荷载， 将可能导致管道一次应力超标。另外，通过支吊架的设置换可以对 管系的变形加以控制，从而减小管道的二次应力和管道对设备的推 力，保证管道与设备的正常运行。对于往复机械的振动管道，通过 设置适当的支架还可以达到减小管道振动的目的。 管道支吊架的功能主要可以概括为：承受管道荷载、限制管道位移 和控制管道振动三个方面。支吊架的种类多种多样，但从功

38、能和用 途可划分为承重支吊架、限制性支架和防振支架三大类。 承重支吊架的作用是承受管道荷载，可细分为： 刚性支吊架； 可调刚性支吊架； 可变弹簧支吊架； 恒力弹簧支吊架。 限制性支吊架的作用是限制管道位移，可细分为： 固定支架； 限位支架； 导向支架。 防振支架的作用是控制管道振动，可细分为： 防振管卡； 阻尼减振器 管道支吊架的选用原则如下： a) b) c) d) e) f) g) a) b) c) d) 应按照支承点所承受的荷载大小和方向、管道的位移情况、工 作温度、是否保温或保冷、管道的材质等条件选用合适的支吊 架； 设计管道支吊架时，应尽可能选用标准管卡、管托和管吊； 焊接型的管托、

39、管吊比卡箍型的管托、管吊省钢材，且制作简 单，施工方便。因此，除下列情况外应尽量采用焊接型的管托 和管吊： 管内介质温度等于或大于400C的碳钢管道； 管内介质温度等于或大于400C的碳钢管道； 输送冷介质的管道； 输送浓碱液的管道； 合金钢材质的管道； 生产中需要经常拆卸检修的管道； 架空敷设且不易施工焊接的管道； 非金属衬里管道。 为防止管道过大的横向位移和振动，一般在下列位置设置导向 管托，以保证管道只沿轴向位移； 可能产生振动的两相流管道； 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； 设计只允许有轴向位移时。 当架空敷设的管道热膨胀量超过100mm

40、时，应选用加长管托， 当架空敷设的管道热膨胀量超过100mm时，应选用加长管托， 以免管托滑到管架梁下； 凡支架生根在需整体热处理的设备上时，应向设备专业提出所 用垫板的条件； 对于荷载较大的支架，其位置要事先与有关专业设计人联系， 并提出支架位置、标高和荷载情况； 凡需要限制管道位移量时，应考虑设置限位支架； 管道在支承点处存在垂直位移时，应考虑选用弹簧支吊架。 恒力弹簧支吊架适用于垂直位移量较大或受力要求苛刻的场合， 避免冷热态受力变化太大，导致设备受力或管系应力超标。恒力弹 簧的恒定度应小于或等于6%，以保证支吊点发生位移时，支承力 簧的恒定度应小于或等于6%，以保证支吊点发生位移时，支

41、承力 的变化很小。 可变弹簧适用于支承点有垂直位移，用刚性支承会脱空或造成过 大热胀推力的场合。与恒力弹簧相比，使用可变弹簧会造成一定的 荷载转移，为防止过大的荷载转移，可变弹簧的荷载变化率应小于 或等于25%。 或等于25%。 可变弹簧吊架串联安装时，应选用最大荷载相同的弹簧，每个 弹簧的位移量应按其工作位移范围比例进行分配。 11 当可变弹簧支吊架并联安装时，应选用同一型号的弹簧，每个 弹簧承受的荷载应按并联弹簧个数平均分配。 确定管道支吊架位置的要点 应满足管道最大允许跨度的要求； 当有集中载荷时，支架应布置在靠近集中载荷的地方，以减少 偏心载荷和弯曲应力； 在转动机器附近，应设置支架，

42、以防止机器管口承受过大的管 道荷载； 往复式压缩机的吸入或排出管道以及其他有强烈振动的管道， 宜单独设置支架，（支架生根于地面的管墩或管架上），以避 免将振动传递到建筑物上； 除振动管道外，应尽可能利用建筑物、构筑物的梁柱作为支架 的生根点，且应考虑生根点所能承受的荷载，生根点的面积和 形状应能同时满足生根件的要求。 对于复杂的管系，尤其是需要作详细应力计算的管系，尚应根 据应力计算结果调整其支吊架的位置； 管道支吊架应设在不妨碍管道与设备的连接和检修的部位； 弯管和大直径三通分支管附近应设置支吊架； 安全泄压装置出口管道应设刚性支架。 管道固定点的设置要求： 对于复杂管道可用固定点将其划分成

43、几个形状较为简单的管段，如L形 对于复杂管道可用固定点将其划分成几个形状较为简单的管段，如L 管段、U形管段、Z 管段、U形管段、Z形管段等以便进行分析计算； 确定管道固定点位置时，使其有利于两固定点间管段的自然补偿； 选用形补偿器时，宜将其设置在两固定点的中部； 选用 固定点宜靠近需要限制分支管位移的地方； 固定点应设置在需要承受管道振动、冲击载荷或需要限制管道多方向 位移的地方。 作用于管道中固定点的载荷，应考虑其两侧各滑动支架的摩擦反力； 进出装置的工艺管道和非常温的公用工程管道，宜在装置分界处设固 定点。 在靠近泵的管段上设置支、吊架或弹簧支吊架； 泵出口管嘴垂直向上时，在距泵最近拐弯

44、处，于泵基础以外的位置设 置支架；也可在泵管口上方的拐弯处设置吊架； 对于大型机泵的高温进出口管道，为减轻泵管口受力而设置的支架应 尽量使约束点和泵管口之间的相对热伸缩量最小； 泵的水平吸入管道宜在靠近泵的管段上设置可调支架，也可采用弹簧 支吊架； 为防止往复泵管道的振动，应缩短管道支架之间的距离，尽量采用管 卡型支架，不宜采用吊架； 泵附属小管道应尽量成组布置，以便安装支架； 未经泵制造厂许可，不得在泵底座上安装支架。 泵管道支吊架设置的要点： 压缩机进出口管道支架设计要点： 往复式压缩机的吸入和排出管道上的管架（或管墩）宜与建、 构筑物基础脱开；不宜在楼板和平台上生根，当设计独立的管 架（

45、或管墩）时，第一个支架应靠近压缩机； 往复式压缩机吸入和排出管道支架（或管墩）的高度应尽可能 低些，以便于管道的支承； 往复式压缩机的管道抑振管架宜设在管道集中荷载处、管道拐 弯、分支以及标高有变化处； 由于离心式压缩机吸入和排出管口一般均向下，机体热膨胀及 管道热膨胀均向下，因此管道支架宜采用弹簧支架或弹簧吊架。 支架应采用防振管卡，不能只是简单支承； 支架间距应经过振动分析后确定； 支架结构和支架的生根部分应有足够的刚度； 宜设独立基础，尽量避免生根在厂房的梁柱上； 当管内介质温度较高，产生热胀时，应满足柔性分析的要求； 支架应尽量沿地面设置。 设计振动管道支架的注意事项： 第四节 往复式

46、机泵管道的防振设计 往复压缩机、往复泵的管道振动分析 气（液）柱固有频率分析，使其避开激振力的频率； 压力脉动不均匀度分析，采用设置缓冲器或孔板等脉动抑制措 施，将压力不均匀度控制在允许范围内； 管系结构固有频率分析及振动分析，包括计算各节点的振幅及 动应力。通过设置防振支架，优化管道布置，防止管道振动过 大。 管道的柔性设计是保证管道有足够的柔性以吸收由于热胀、冷缩及 端点位移产生的变形。防振设计是保证管系有一定的刚度，以避免 管道在干扰力作用下发生强烈振动。管道的布置及支架设置在满足 柔性设计要求的同时还需要满足防振设计的要求。 往复式压缩机进出口管道的压力脉动和振动分析应按API618的要 往复式压缩机进出口管道的压力脉动和振动分析应按API618的要 求进行。往复泵进出口管道的压力脉动和振动分析应按API674的 求进行。往复泵进出口管道的压力脉动和振动分析应按API674