全国压力管道设计审批人员培训.docx

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全国压力管道设计审批人员培训

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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

①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--②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--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，③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；④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；⑤管道上法兰的受力计算防止法兰泄漏；⑥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、管道的地震分析、水锤和冲击荷载作用下管道的振动分析。

①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；②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；③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；④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；⑤冲击荷载作用下管道应力分析防止管道振动和应力过大；管道地震分析防止管道地震力过大防止管道地震力过大。

⑥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。

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：

①②③④⑤⑥⑦⑧⑨主要输入数据；管道一次应力的校核结果；管道二次应力的校核结果；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：

①②③④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：

①②③④⑤⑥⑦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，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（Axialstress）：

轴向应力（Axialstress）：

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=FAXAm其中SL＝轴向应力MPa＝轴向应力MPaAm＝横截面上的内力Nmm2=π（do2?

di2）/4＝横截面上的内力NFAX＝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[σ]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[σ]t范围内。

弯曲应力（bendingstress）：

弯曲应力（bendingstress）：

由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.mMb=作用在管道截面上的弯矩N.mC－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mm444I－管道横截面的惯性矩mm=π（do?

di）/64当C达到最大值时，弯曲应力最大

Smax=MbRo/I=Mb/ZSL=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[σ]态，故应力限制在1.5[σ]之内。

周向应力（circumferentialstress）：

周向应力（circumferentialstress）：

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（radialstress）：

径向应力（radialstress）：

由内压在管子半径方向引起的应力剪应力（shearingstress）：

剪应力（shearingstress）：

Sr=Pri?

riro/r2/ro?

ri

2222

（

）（

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FQ=剪切系数Q=剪切系数由扭矩引起的剪切力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mmR－抗扭截面模量mm4=2I=πdo4?

di4/32

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Cτmax=MTRO/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τmax=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.CAESARII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:

τ-剪切应力：

=MT/2Z-周向应力：

H=Pdo/2tS

（

）

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）工况下的应力一次应力（SUS）工况下的应力–SSUS=S1=0.75iMA/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D222–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?

S1MPa）–其中：

SE＝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+Mz2）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+Mz2）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－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）

0.75iMA0.75iMBPdo++≤KShZZ4C

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面外弯矩－平面内、平面外应力增强系数，依据B31.3标准附录Dii,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+4MT2]1/24M

SE=2≤SA=f（1.25Sc+1.25Sh?

S1）

S1=FAX/Am+（iiMi）+（ioMo）

2

[

21/2

]

/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B31.3附录ASc－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NEMASM－23（蒸汽轮机）、API610（离心泵）、API617（离心NEMASM－23（蒸汽轮机）、API610（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=σ1。

它认为引起材料断裂破坏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=σ1?

υ（σ2+σ3）。

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=σ1?

σ3。

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=12

（σ1?

σ2）2+（σ2?

σ3）2+（σ3?

σ1）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σ2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：

①改变管道的走向；②选用波形补偿器、套管式补偿器或球形补偿器；③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、管道支承设置不当等原因造成下列问题：

①②③④①②③④⑤⑥⑦⑧

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4000C或小于-500C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。

①②③④⑤⑥⑦对于无隔热层管道：

介质温度低于650C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：

①静设备热胀冷缩时对连接管道施加的附加位移；②转动机器热胀冷缩在连接管口处产生的附加位移；③加热炉管对加热炉进出口管道施加的附加位移；④储罐等设备基础沉降在连接管口处产生的附加位移；⑤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：

①②③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）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：

①②③④两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