目前火電廠的管道應力計算中，主要對主蒸汽管道、再熱蒸汽管道進行動態荷載分析。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火力發電機組主蒸汽管道為列，著重介紹動態分析的過程。本文由上海五岳泵閥制造有限公司協助轉載分享，上海五岳為專業的安全閥廠家，主要生產各類彈簧式安全閥，代理德國LESER安全閥，并終身為使用單位提供相關產品技術支持。

　　【關鍵詞】火力發電 高溫管道 安全閥 動態分析

　　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，當閥瓣下方的內部流體壓力產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、靜態分析：

　　在進行動態分析之前，必須進行管道系統的靜力分析。建立的管道模型建圖1，已知主蒸汽設計溫度545℃，設計壓力13.8Mpa，管道材質12Cr1MoVG，各管段保溫厚度、材質以及端點初始熱位移，經靜力分析，管道各節點的熱位移、一次應力、二次應力均滿足要求。

　三、動態分析：

　　管道模態分析

　　模態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%，雖然滿足了一次應力、二次應力的要求，但根據DL/T5054-1996《火力發電廠汽水管道設計技術規定》中第7.2.1.1條規定管道的一階固有頻率應大于3.5Hz，此主蒸汽管道的一階固有頻率為1.171Hz，遠低于規定值。如果僅進行靜態分析，未進行動態分析，管道很容易在外界動態干擾下產生強烈振動。

　　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頻譜，以節點307為例，在頻率低于2.6Hz時，動載系數最大，安全閥排氣反力對管道的作用最強。

　　靜態結果如下：

　　動態結果如下所示

　　從上圖對比可得出，經動態分析計算阻尼器受力大于原設計值，主要原因是靜態分析，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，使計算結果產生誤差。節點295，1295動態跟靜態比較工作荷載分別偏差為28.5%，42%。

　　五、結論

　　根據DL/T5054-1996《火力發電廠汽水管道設計技術規定》7.3.2.3安全閥排汽管道排汽反力的動載系數可取1.1-1.2，通過以上的結果分析對比，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、再熱熱段管道裝設大量彈簧，致使其一階固有頻率小，剛度不高，應適當在管道位移小于3mm處增設剛性約束或限位裝置增加管道剛度，若無條件進行動態分析，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 軟件進行模態分析可以計算管道的固有頻率，應用頻譜分析法可以分析管道的動態荷載如排汽反力、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計原因產生強烈振動，對阻尼器合理選型，進行準確的動態分析是非常必要的。