基于 CaesarⅡ的送粉管道设计分析及优化

赵东升

摘要：送粉管道是电厂的重要管道之一。如果设计不当。在运行中会出现恒力弹簧吊架卡死、支吊架失重、燃烧器接口推力过大、补偿器扭坏磨损等异常情

况，严重影响锅炉系统的正常运行。本研究应用CAESAＲⅡ软件对送粉管道进行应力分析。

关键词：送粉；应力分析；Caesar II

管道应力分析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、管道支承或端点附加位移造成应力问题。通过管道力学分析证明管系在承受与每类工况相关的荷载时不发生失效。

一、送粉管道布置方案

某电机组顺煤仓布置方案送粉管道布置为:主厂房布置格局采用常规四列式布置(即汽机房、除氧间、煤仓间、锅炉房)。锅炉采用四角切圆燃烧方式，燃烧器采用6层布置，标高分别为25.878 m，27.760 m，29.642 m，31.524 m，33.406 m，35.288 m。送粉管道设计温度为90℃，设计压力0.35 MPa，管径Φ377 mm×10 mm，耐磨弯管(Φ377 mm×35 mm、带直段)。设计范围从磨煤机接口(采用卡箍式柔性管接头)至燃烧器处耐磨弯管。

二、Caesar II建模

Caesar II管道建模具有图形化、直观的优点，但本例送粉管道建模应注意以下2点。

1.三维补偿器建模。补偿器在Caesar II中简化为一个膨胀节和膨胀节两端的法兰，补偿器重量分配在两端的法兰上。Caesar II对膨胀节的处理有简单模型和复杂模型2类方法。一般情况下简单模型即可满足工程设计需求。应用复杂模型所需的力学参数较多，厂家资料很少能够全面提供，限制了复杂模型的应用。简单模型所需的参数主要有：轴向、横向、弯曲和扭转等4个刚度参数，便于工程应用。根据Caesar II软件使用指导，在给定膨胀节长度的条件下，弯曲或横向刚度仅输入一项即可，并推荐输入横向刚度，自动计算弯曲刚度。扭转刚度设置为无穷大；此外，通过设置径向尺寸来计算盲板力。

2．大角度弯头建模。本工程送粉管道使用了2种大角度弯头，角度分别为132．60和137．40。Caesar II默认弯头度数在50～950之间。通过Configure／Setup下的Geometry Directives选项设置，可扩展至0．1一135^。。135^。可满足大部分工程设计，但本例送粉管道的1 37．4。弯头仍无法直接建模。本文使用2个弯头组合建模：将137．4^。分解为90^。弯头和47．4^。弯头，见图1(进出口直段长度单位为m)。此时需注意，根据Caesar II建模要求，2个弯头之间需设置包含弯曲半径长度的直管段。该直段的长度是第一个弯头进出口中心线交点(A点)与第二个弯头中心线交点(日点)之间的距离。本例中该直段长度为1．509 m。

图1

三、计算结果与讨论

一般管道通常只做静力分析，主要包括：一次应力分析，防止管道塑性变形破坏；二次应力分析，防止管道疲劳破坏；设备管口受力分析，防止作用力过大，保证设备正常运行；支吊点受力计算，为支吊架设计提供依据。

1. 初期方案分析。（1）传统方法与Caesar II模型结果对比传统方法与Caesar II模型所计算的初期方案的各节点荷载详见表1。

表1初期方案节点荷载计算结果

传统计算结果显示，燃烧器接口10节点的竖向荷载Fz=一1．6 kN。Caesar II计算结果则显示，燃烧器接口竖向荷载Fz=3．3 kN；除30号吊架外，其余各吊点的荷载差异均非常大。首先，20号吊架的Caesar II结果远大于传统方法结果。原因是大角度弯头重量主要由20号吊架承受。由于承受补偿器重量，40号吊架荷载同样明显较大。补偿器约是相同长度管道重量的2倍，补偿器的重量通过40号吊架的支点作用，造成50号吊架存在一定程度的托空。因此50号吊架的荷载明显较小。对于水平直管上的其他吊点，2种方法的计算结果比较接近。综合考虑接口10到节点50的所有荷载。从总量上看，两者差别不大；但从节点荷载分配上看，两者差异非常明显，甚至在接口荷载上出现作用方向相反的情况。可见，大角度、大质量弯头以及补偿器等管件的存在，造成荷载分配的“不规则”，传统方法存在较大误差。（2）初期方案应力分析结果讨论。传统方法难以便捷地估算燃烧器接口的水平荷载及各向弯矩。Caesar II计算结果则显示，燃烧器接口竖向荷载Fz=3．3 kN；水平荷载如=2 kN；弯矩Mx=一6．3 kN·m，My=一0．3 kN·m，Mz=9．4 kN·m。在初始方案中，燃烧器接口出现向上荷载和较大弯矩的原因分析如下：由于大角度弯头质量重，通过恒力弹簧吊架20的支点作用，产生杠杆作用，对接13形成一个向上的荷载作用。同时产生了《向的弯矩作用。接口处存在较大一z向的弯矩是由于接温风管道的竖直送粉管道上设置了固定点，妨碍了管道向+X向的热膨胀。此时节点30和40的方向位移仅分别为一3 mm和一4 mm。同时，三维补偿器的轴向刚度大，对轴向位移的吸收能力差，造成

管道方向的膨胀受阻，最终在接口处产生较大名向弯矩。三维补偿器横向吸收能力可分解为2个方向，对于初期方案。补偿器的横向有l，向和z向。但这种布

置方式实际上只利用了三维补偿器1个横向(Z向)吸收能力。与此同时，补偿器的轴向与管道热膨胀方向一致，轴向刚度远大于横向刚度的特点，造成了补偿器能力发挥受限。因此，应根据管系布置走向，改变补偿器布置方向，使其轴向与管道主要热膨胀方向明显“错开”，形成一定的角度，从而再次利用补偿器的横向补偿能力。

2. 优化方案讨论。一般设计中锅炉厂要求其燃烧器不承受任何附加荷载，所以设计过程中荷载计算往往需要考虑燃烧器前所有的管道荷载及手动插板门等荷载，但实际上有相当部分的荷载是由燃烧器来承受的。因此，本文尝试将补偿器前移至弯头与燃烧器接口之间，此时不再布置恒力弹簧吊架，20和30号均改为刚性吊架。这种布置方式将三维补偿器的轴向与管道热膨胀方向明显“错开”，锅炉的一z向和管道的一X向位移均为补偿器的“横向”，这种布置理论上可以更充分发挥三维补偿器的特长，也得到计算结果(表2)的验证和支持。

表2优化方案节点荷载计算结果

表2显示，燃烧器接口竖向荷载Fz=一1．8 kN，与传统计算方法相似；水平荷载Fxy=o．1 kN，可以忽略不计；总弯矩Mxyz仅为1．1 kN·m，且主要为—X向弯矩，同样非常小，推测由补偿器和管道自重产生。可见，改为优化方案后，燃烧器接口受力情况大为改观。并没有出现早期关于“燃烧器接口受力大”的现象。虽然补偿器约是相同长度管道重量的2倍，但补偿器总长仅2 m，重量仅增加约200 kg。因此，分配在燃烧器接ISl上的荷载不会增加很多。对于其他吊点。荷载分配也有所改变。方案2布置方式不仅可以用补偿器吸收锅炉向下的热膨胀．还能吸收管道的热膨胀位移。此时节点30和40的爿向位移分别为一25 mm和一22 mm．远远大于初期方案的相应位移。另外，弯头重量通过30号刚性吊架的支点作用，造成40号吊架存在一定程度的“托空”现象。总体上看，优化方案的吊点荷载分配更为均匀。引入统计学中的“标准方差”可定量说明。初期方案10～50节点的荷载标准方差为5．4，而优化方案的荷载标准方差仅为3．3，最后，优化方案不需设置恒力弹簧吊架，支吊架形式简单，成本低。

建议根据燃烧器接口荷载计算结果，向锅炉厂提出复核要求。如在合理可用范围内，与本例类似的送粉管道或许可以免去恒力弹簧吊架的使用，这将有利于提高运行可靠性和降低支吊架成本。

参考文献：

〔1〕李建．CAESAＲⅡ管道应力分析软件开发应用〔J〕．化工设备与管道，2018(3):50-53．

〔2〕王娜．基于管道应力分析的管道系统设计研究〔J〕．给水排水，2018(8):24-28．