管道支吊架.doc

第二章弹簧支吊架

第一节弹簧支吊架的工作原理

当管道的支吊点有垂直方向的热位移时，如果采用刚性支吊架，对向上热位移的支吊点，热态荷重就会大幅度下降，甚至悬空不吃力；而对向下热位移的支吊点，不但承受上位移支吊架的转移荷重，而且要承受较大的限位作用产生的管道热胀推力或力矩。这时支吊架本身和管道应力（包括自重一次应力和热胀二次应力）产生相应的有害影响。因此，有垂直方向热位移的支吊点，除了专门设置的限位刚吊外，一般应选用弹属于支上架，弹簧支吊架便是其中一种。

在弹簧支吊架中，支吊架的荷重垂直直接与弹簧力相平衡，而弹簧力等地弹簧刚度与压缩值的乘积。当支吊点产生垂直方向的热位移时，弹簧压缩值也发生改变，支中架为荷重也就发生变化，如能选择合适的弹簧，支中架荷重变化就会限制在某一允许范围之内，不会发生刚性支吊架那样荷重大幅度变化或完全不吃力的情况。

弹簧支吊架的设计，目前多数采用热态吊零方案，即管道在热态时，弹簧支吊架为荷重等于分配给该支吊架点的工作荷重。因此，管道在冷态时（安装状态），弹簧支吊架的荷重（安装荷重）比工作荷重或大（上位移时）或小（下位移时）些。

弹簧的荷重和压缩值是有一定限度的。当单个弹簧不能满足热位移要求时，可以串联弹簧；当单个弹簧不能满足荷重要求时，可以并联弹簧。

弹簧支吊架工作中，有一定的荷重变化；热位移较大的支吊点，需串联多个弹簧，而串联数量是有限的。因此，对严格控制荷重变化和热位移很大的场合，弹簧支吊困将不能满足需要。但它具有结构简单的优点，所以应用还是非常广泛。

第二节弹簧特性和工作范围

弹簧使用特性参数主要有允许压缩值、允许荷重和刚变。

弹簧压死时的压缩值（全压缩值或称极限压缩值）用Fb表示，对应的荷重（即极限荷重）和Po 表示。

为了避免弹簧支吊架成为刚性支吊架（弹簧压死）。或是空不吃力，并保证压缩值与荷重之间为线性关系，弹簧工作时，不允许压缩值过大或过小。

最大允许压缩值用Fmax表示，对应的最大允许荷重用Pmax表示。Fmax一般取（0.7~0.8）Fb，现行支吊架标准中，Fmax≈0.7Fb。

弹簧最小允许压缩值用Fmin表示，对应的最小值允许荷重用Pmin表示。Fmin一般取（0.2~0.3）Fb，现行支吊架标准中，Fmin ≈0.3Fb。

单位压缩值所需的力称为弹簧刚度，用P′表示。

P′=P/F=Pmax/Fmax=Pmin/Fmin（公斤/毫米）（2—1）

式中P为压缩力（应在Pmax 和Pmin范围之内）；

F为压缩值。

刚度的倒数称弹簧系数，用K表示（毫米/公斤）。

弹簧在工作过程中，管道由冷态到热态时的荷重变化另与支吊架工作荷重之比，称为荷重变化率，用C表示。

C=|ΔP|/Pgz=|Pgz-Paz|/Pgz=Pˊ·Δy/Pgz (2—2)

式中：Pgz为支吊架工作荷重（公斤）；Paz为支吊架安装荷重（公斤）；Pˊ为弹簧刚度（公斤/毫米）；

Δy为支吊点垂直位移（毫米）。

按“汽水管道设计技术规定”，

C≤0.35（0.25）（2—3）

有些国外机组，主要管道的C值取0.2~0.25。C了为越小，支吊架工作过程中荷重变化量就越小，弹簧支吊架就越接近恒力支吊架，有利改善管道应力和冷态设备推力，但弹簧允许范围就越窄，弹簧选用经济性也越差。

弹簧工作过程中，需要满足支吊架的工作荷重、安装荷重、荷重变化率的要求，和支吊点热位移的需要，因而弹簧的实际允许工作范围就受到相当的限制。下面详细分析一下满足上述要求时的弹簧工作范围。

第三节弹簧规格和技术要求

弹性支吊架为弹簧已实现了标准化、系列化。

1975年7月版支吊架手册中的弹簧标准系列见表2—2。此系列弹簧足，在原苏联I类和II类弹簧基础上，为满足不断增大的荷重和热位移需要扩充而来的。因而系列繁杂，也不尽合理。此系列弹簧在1984年前投产的机组在广泛采用。另一类弹簧系列，是1981年7月版为“汽水管道设计技术规定”中的弹簧系列。此弹簧系列在个别设计单位或一些小

现行弹簧标准，是1983年版“汽水管道支吊架设计手册”中的系列，见表2—3。此弹簧系列按最大压缩值分为两类。荷重范围宽，不但有较宽的大荷重范围，而且也有较宽的小荷重范围。荷重系列按等比原则确定，除了小荷重的1至5号弹簧采用约1.538系列比外，统一采用1.333系列比，荷重系列合理。

支吊架弹簧标准（1975年版）

表2-2

支吊架弹簧在满足下列技术要求：

弹簧表面不应有裂纹、折送、分层、过烧等缺陷。弹簧材料应满足60SizMnA钢技术条件。

弹簧两端应有不少于3/4圈的拼紧圈。两端应磨平，磨平部分不少于园周的3/4。

弹簧的节距应均匀，节距偏差不应大于0.1（t-d），其中七为节距，Do 钢丝直径；且在最大压缩值范围内，弹簧的工作圈不得相碰。

弹簧为两个端面应与轴线垂直，弹簧倾斜量不应超过自由高度为2%。

弹簧在最大允许荷重范围内，其荷重与标准荷重的偏差，不应超过±10%。

弹簧应有出厂合格证件。用于主蒸汽、再热蒸汽、主给水管上的弹簧，安装前应进行刚度测定。必要明作全压缩试验：弹簧压缩到极限状态保持5分钟。卸去载荷后，永久变形量不得超过原自由高度的2%；如超过规定，应进行第二次全压缩试验，两次试验的总永久变形量不得超过原自由高度的3%。

第四节弹簧选择和安装整定

（一）弹簧选择为基本原则

第二节详细叙述了弹簧的适用范围，其结论是弹簧选择的理论基础。选择弹簧时，在任何情况下压缩保证在Fmax至Fmin之间；应满足工作荷重和热位移需要；荷重变化率不应大于规定值。

当热位移量较大，单个弹簧不能满足热位移要求时，需串联弹簧。弹簧允许串联数量，对Fmax=140~150毫米的弹簧为二个；对Fmax=70~75毫米的弹簧为四个（实际上此种串联方式很少采用）。

弹簧串联使用时，每个弹簧的荷重是一样的，故串联弹簧的最大允许荷重应一样（即弹簧号应一样，类别可不同）。

由单个弹簧的允许热位移值和允许串联数量可知，弹簧吊架的热位移适用范围为：上位移时约60毫米，下位移时约80毫米，超过此范围时应选用恒力吊架。对弹簧支架，为了支架的稳定性很少采用串联弹簧结构。

为了保证弹簧正常工作，选择弹簧时，应根据热位移值的计算精度而当一定的裕量。近似计算时，一般加20%且不小于5毫米裕量作为选择弹簧的热位移值。

单个弹簧不能满足荷重要求时，或结构上需要采用双吊结构时，需并联弹簧。并联弹簧的安装荷重是一样的，热位移时弹簧的压缩值变化也相同，即工作荷重也一样，可以并联弹簧应选择完全相同的弹簧，即选用同类、同号弹簧。（二）弹簧为选择和安装整定计算方法

计算需要的原始数据是：支吊架的工作荷重、热位移大小和方向。计算的内容包括：弹簧类别和弹簧号选择、串联或并联数量、弹簧的安装压缩值、工作过程的转移荷重和荷重变化率。

下面介绍的方法，是以第二节所述理信纸为基础的计算方法。

乎先按给定的工作荷重，查表2—1，确定弹簧的Pmax值以确定弹簧号。为了选择方便，将表2—3弹簧系列的工作荷重和允许热位移范围表格化，列于表2—4中。表2—5则是表2—2弹簧系列的工作荷重和允许热位移范围。

弹簧（83年版）工作荷重和允许热位移范围

表2—4

弹簧（75年版）工作荷重和允许热位移值范围

弹簧号确定后，用（2—20）式或（2—21）式计算每类弹簧的允许热位移值：

[Δy]=0.35Fmax·Pgz/Pmax（2—20）

对上位移支吊架，当工作荷重为0.74Pmax

[Δy]= Fmax·（1- Pgz/Pmax）（2—21）

然后，根据[Δy]和支吊架的热位多值确定弹簧类别；当一个弹簧不能满足热位移需要时，可用（2—22）式计算串联弹簧数量：

n=ΔY/[Δy]（计算结果进位取整数）（2—22）

或6=[Δy]≥ΔY

式中ΔY为热位移值；

[Δy]为一个弹簧的允许热位移值。

“支吊架设计手册”（83年版）中弹簧选择方法，与上面介绍的方法原理完全相同。只是把计算过程全部表格化而已。弹簧安装压缩值和安装荷重计算

热位移向上时，安装压缩值为：

Faz·s=Fgz+ΔY=Pgz/P′+ΔY （2—23）

式中：Faz·s为上位移吊架的弹簧安装压缩值（毫米）；

Fgz为弹簧工作压缩值（毫米）；

ΔY为分配在每个弹簧的支吊架热位称值（毫米）；

Pgz为工作荷重（公斤）；

P′为弹簧刚度（公斤/毫米）。

上位移安装荷重以（2—24）式计算：

Paz·s= p′·Faz·s=Pgz+ p′·ΔY （2—24）

热位移向下时，安装压缩值和安装荷重以（2—25）式和（2—26）式计算：

Faz·x=Fgz-ΔY=Pgz/ p′-ΔY （2—25）

Paz·x= p′·Faz·x=Paz- p′·ΔY （2—26）

热位移向上的弹簧支吊的附加荷重，以（2—27）式计算：

ΔPs= p′·ΔY=Paz·s-Pgz （2—27）

热位移向下的弹簧支吊架的转移荷重以（2—28）式计算：

ΔPx= p′·ΔY=Pgz-Paz·x （2—28）

（2—23）式至（2—28）式中的ΔY和Pgz说明如下：

同类弹簧串联时，

ΔY=ΔY6/n (2—29)

式中ΔY6为支吊的热位移值（毫米）；

n为串联数量。

不同类弹簧串联时，

ΔYII=2ΔYI (2—30)

ΔY+2ΔYI=ΔY6

ΔYI为I类弹簧的热位移值；

ΔY6为本吊架的总热位移值。

或用（2—31）式计算：

ΔY II=2/3ΔY6, ΔY I=1/3ΔY6(2—30)

弹簧并联时，Pgz为每个弹簧的工作荷重，

Pgz=Pgz·6/B（2—32）

式中：Pgz·6为本支吊架的总工作荷重；

B为弹簧并联数。

第三章恒力吊架

弹簧支吊架的荷重是随位移发生变化的，热位移量越大，荷量变化也越大。恒力吊架的荷重是不随热位变化而保持恒定（或变化极小）。

随着机组容量的增大，支吊架的工作荷重和热位移值都大大增加；大机组的主要管道的应力水平也高，对支吊架荷重变化的要求也严格。因此，弹簧支吊架难以完全满足要求。

恒力吊架，以恒力原理分为，理论恒力型和近似恒力型两种。结构上，用得最多的是弹簧式恒力吊架。目前，我国主要采用PH（LH）型和H—1型恒力吊架。

第一节H—1型恒力吊架

（一）结构与工作原理

H—1型恒力吊架结构见图3—1。

此种恒吊主要由固定外壳、中间转体、弹簧三部分组成。此外，尚有负荷调整器、转体位移指示器、转体限位器等附件。

固定外壳固定在吊架生根结构上。而中间转体支撑在其上，并可绕A轴转动。弹簧合也支撑在固外外壳上，且可绕D 轴转动。

中产转体上有若干个吊杆孔B，可根据热位移大小选用其中一个。AB距离越大，允许热位移就越大。B孔上挂着吊杆，吊杆上有花兰螺丝，吊架调整时可用它调整吊杆长度。

弹簧力作用在转体的C点，AC距离可借助负荷调整器进行调整，AC距离越大吊架荷重就越大。

转体在吊杆力（吊架荷重）和弹簧力共同作用下，按力矩本平衡原理工作。

H—1型吊是按力矩平衡原理工作为，图3—2是工作原理分析图。

转体上作用有2个力，一个是吊杆荷重W，另一个是弹簧力P。它们对A轴的力矩大小相等方向相反。

W·AB·Sin R=P·h（3—1）

Δ在ABC中，根据正弦定理：

Sin T/CK=Sin D/AC，而Sin D=h/AD （3—2）

弹簧力P=P′·F（3—3）

式中P′为弹簧刚度（公斤/毫米）；

F为压缩值（毫米）

将（3—2）式、（3—3）式代入（3—1）式得：

W·AB·Sin R= P′·F·AC·AD·Sin T/CD（3—4）

吊架结构上可制成L R=L T，这只是L S=L U即可。因为L R=L U+Lβ，L T=L S+β，H—1型吊架中，L S=L U=60?。

使用时，可作到F=CD。

于是（3—4）式变为：

W= P′·AC·AD/AB（3—5）

（3—5）式右面是与热位移无关的常数，故吊架荷重W将不随热位移而变保持恒力。

转体转动范围是AB轴线在x—x轴（即水平线）上下30?范围。由图3—3可知，此种吊架允许热位移值为：

当热位移向上时，AB轴线需靠近下偏30?位置安装；热位移向下时，AB轴线需靠近上编30?位置安装；如果吊架的允许热位移值有较大富裕量时，AB轴线也可安装在中间某一位置。

弹簧安装压缩值，必须以F=CD的原则确定。因为转体在不同安装位置时CD值不相同，故弹簧安装压缩值也就不同。

下面分析一下，弹簧安装压缩值不等于CD时，对吊架荷重和恒力特性的影响。

由（3—4）式可得出：

W=W H·F/CD（3—7）

式中：W H为（2—5）式表示的荷重，即F=CD时为设计荷重。

如果F≠CD，则安装荷重F/CD成比例的发生偏差。F

荷重随热位移变化情况如下（即恒力特性）：

设F=CD-Z。Z为CD与F的差值，结构上决定了Z不随热位移而变。则：

W=W H·F/CD=W H·（CD-Z）/CD=W H·（1-Z/CD）（3—8）

dw=W I-W安=W H ·（1-Z/CD I-1+Z/CD安）=W H·Z·（CD I-CD安）/（CD I·CD安）

= W H·Z·（d CD/ CD I·CD安）

式中dw为热位移时荷重变化量；

W H 为设计荷重；

W I 为工作时荷重；

W j 为安装时荷重；

Z为CD与F的差值；

CD I 和CD安为吊架在工作状态（热态）和安装状态（冷态）时的CD的值。

因Z和CD值都可正可负，故荷重随热位移变化，有四种可能，如表3—1所求。

（二）H—1型恒力吊架的选用

H—1型恒吊共有十二种规格，其性能见表3—2。可配弹簧规格。见表3—3。转体在不同安装位置时的弹簧压缩值见表3—4。

吊架的选用，由工作荷重和y向热位移查表3—2确定。首先按照位移大小选择挂载孔B，再在此B孔的各型号中确定适合设计工作荷重的一种型号。

选择挂载孔B时，热位移值必须有相当的裕量，此裕量可按计算热位移值为25%考虑，且不上于30毫米；对有较大水平位移的吊架；此裕量还应大些。热位移裕量过小，容易引起转体与限位器相碰，使吊架成为刚性吊架或完全不吃力。例：计算上热位移为95毫米，工作荷重为1400公斤，试选用H—1型吊架。

选用热位移为：95+30=125毫米。

以125毫米查表3—2，可选B1孔（允许热位移为125毫米）。

根据B1孔和工作荷重1400公斤，查表3—2，选H—1—4型（工作荷重范围为1255至170公斤）。

负荷调整器位置（AC距离）计算：

AC=86×1400/[（1700+1255）/2]=81.7毫米

转体安装位置为靠近下偏30o位置。弹簧安装压缩值查表3—4，为207毫米。

H—1型恒力吊架规格

表3—2

H—1型恒力吊架弹簧规格

1型恒力吊架弹簧安装压缩值（毫米）

H—

（三）H—1型恒力吊架的安装调整

H—1型恒力吊架安装时，应注意下列几点：

吊架安装前，要核对型号是否与设计相符。可配弹簧应与表—3相符。选用的挂载孔B与设计相符，并能满足热位移要求即热位移应有足够的裕量。

检查转体是否灵活，转体转动范围应不小于60o，且与指示相符。

实测弹簧刚度。由弹簧刚度引起的荷重偏差应通过荷重调整的加以补偿。荷重调整器位置可通过（3—10）式计算。AC=AC0·Pgz/[(P M+P m)/2]·Pˊ0/Pˊ

式中：AC0 为荷重调整器的中间值，见表3—2；

Pgz为吊架工作荷重；

P M、、P m)为吊架的荷重范围，见表3—2；

Pˊ0 为弹簧设计刚度，见表3—3；

Pˊ为弹簧实测刚度。

根据热位移方向和吊架热位移裕量，确定转体安装位置。由转体安装位置，根据表3—5确定弹簧安装压缩值，调荷器调节整范围，不能满足（3—10）式计算时，也可适当改变弹簧压缩值（与表3—5比较）调整荷重。但弹簧压缩值的改变，必须考虑对吊架恒力特性的影响，弹簧压缩的改变值不宜超过10毫米。弹簧压好后，应临时固定。

吊杆花兰螺丝的可调范围，应能满足管道冷紧和吊架调整的要求。

吊架生根结构，尽量采用双槽钢结构。

固定外壳与根部槽钢的固定螺丝，不能伸的过长，以免影响转体的活动范围。

无论在安装位置还是工作位置，弹簧组件不能与根部结构相碰。

吊架就位后，调节花兰螺丝和弹簧杆螺母，使转体处于要求的安装位置，并使吊杆吃力。管道冷紧时，应相应调整花兰螺丝，勿使吊杆荷重过大或不吃力。管道水压试验和保温前后，应检查吊杆吃力情况。

吊架调整可参照下列程序进行：

调整前应检果转体位置是否正确。确认无误后去掉弹簧临时固定件。如转体位置发生变化，通过花兰螺丝进行调整。因为各吊架间的相互影响，这种调整工作往往反复多次才达到满意的结果。所有支吊架调整结束后，对调整结果进行一次全面检查，并作出调整记录。特别注意，转体不得与限位器相碰。

调整记录应包括以下内容：吊架号、吊架型号、转体安装位置、挂载孔号、调荷器位置、弹簧安装压缩值和实测弹簧刚度。

管道达到额定温度后，检查转体工作位置，注意转体是否与限位器相碰。转体工作位置应作出记录。

工程中，往往发生实际荷重偏离设计值的情况，此时可通过以下办法改变吊架的荷重：

通过负荷调整器改变荷重。

在恒力特性恶化不大的情况下，适当改变弹簧压缩值。但吊架工作过程中，弹簧压缩值不能超过最大允许值。

如吊架有较大的热位移裕量，可改变挂载孔位置，重新整定荷重。

第二节PH（LH）型恒力吊架

PH（LH）型恒力吊架是大连弹簧厂的系列产品。其基本结构如图3—4和3—5所示。二者工作原理完全一样，同号的两种吊架性能也完全相同。PH型和LH型不同点是外形和安装方式的不同，PH型称为本式恒吊，LH型为立式恒力。PH（LH型恒吊，也是按力矩平衡原理工作时，故结构上与H—1型恒吊有相似之处。

与H—1型恒吊不同的是，PH型的弹簧与外壳固定在一起，适行时弹簧不转动。为了保证弹簧杆与弹簧轴线重合，没有导向槽和导向轴套。

图3—5 LH型恒力吊架

1、固定螺丝；

2、位移指示器；

3、主轴A；

4、弹簧罩；

5、固定外壳；

6、吊杆；

7、吊点B；

8、转动内壳。

PH型恒吊工作原理参见图3—6

图3—6 PH型恒吊工作原理

转体转角范围为60o。吊架允许热位移为AB长度。

作用于转体上的力为弹簧力P和吊架荷重W，它们对转轴的力矩，大小相等方向相反，即：

P·a=W·K （3—11）

W=P·a/x=Pˊ(F0+ΔF)·a/K （3—12）

式中：a为弹簧力臂；

K为荷重力臂；

Pˊ为弹簧刚度；

F0 为转角а=0时的弹簧压缩值；

ΔF为а≠0时为弹簧压缩值变化量。

（3—12）式右侧，除Pˊ和F0 外，都随转角а变化。为了说明恒力特性，将（3—12）式进行变换。

在ΔABC中，由正弦定理可知：

L/Sin(T+а)=R/SinD=AD/SinC（3—13）

a=AD·SinD（3—14）

而SinD=Sin(T+а)·R/L（3—15）

故a=AD·R·Sin(T+а)/L （3—16）

故W=P·a/K=Pˊ(F0+ΔF)·AD·R·Sin(T+а)/AB·C os(30o-а)·L（3—18）

（3—18）式中，Pˊ、F0、R、AB、L为不随转角而变的常数，其余都是变数，且都是а角的函数。通过大量计算表明，当L/R≈3时，荷重随角а变化最小。此种吊架是近似恒力型吊架，使用中不恒定率可达到6%以下。

吊架的荷重调整，通过改变R大小时行。当R大小范围内改变时，对恒定率的影响很小。荷重与R成正比。即：

W/W。=R/R。（3—19）

式中：R。为R的中间值，即表3—5中的R值；

W。为对应R。的荷重，即表3—5中的荷重。

R。可调范围为±10%。

与H—1型相似，PH型恒吊也不宜采用改变弹簧物压缩值的办法调整荷重；因为用改变弹簧压缩值的办法调整荷重，对吊架的恒定率有影响。

PH（LH）型恒力吊架，允许热位移为50至350毫米，允许荷重为132至18432公斤，荷重调整范围为±10%额定荷重W。，吊架规格型号及共性能，详见工厂标准JB-2654-B1。因为此标准很繁杂，不便列出，以简化型式列于表3—5中。

表3—5中，允许热位移为，在其范围内等差10毫米。热位移值确定，可通过（3—20）式计算出荷重W。

W。=M/Δy （3—20）

工厂标准中，吊架型号规格表示为：

PH（或LH）—××，×××/××××—S（或x）。

其中：PH表示本式；LH表示立式；××表示吊架号；×××/××××中分子表示选用热位移，分母表示荷重W。，S 表示上位移；x表示下位移。

使用时，吊架可并联式串联使用。

产品出厂时，制造厂按用户提供的热位移方向将转体锁定，上位移吊架锁定在下孔，下位移时锁定在上孔。荷重调整器一般放在中间；吊架荷重为，对应型号和选用热位移值的额定荷重W。（不完全等于吊架为工作荷重）。

选用吊架时，应按支吊架计算热位移值为1.25倍，并进行修园（个位为0），用为选用热位移值。

选用吊架示例：

吊架工作荷重为3469公斤，计算上热位移值为215毫米，试选用PH型恒吊。

Δyc=1.25×215=268.75毫米

修园选用热位移为Δyc=270毫米

M=Pgz·Δy=3469×270=936.63×103（公斤.毫米）

（四）吊架系列

由于国内尚无此种恒吊产品，下面所列的吊架系列不是正式产品系列，只用为分析问题时的参考。

允许热位移系列。

此恒吊允许热位移系列分为I、II两类。[Δy]I取150毫米。考虑到本吊架热位移范围为[Δy]至0.5[Δy]，放[Δy]II 取2[Δy]I，即[Δy]II=300毫米。

额定荷重系列。

由于主簧和辅簧刚度比为2：1，且最大允许压缩值相同，为了尽量减少弹簧规格，本吊架额定荷重系列比也取2：1。设吊架的荷重适应范围为125公斤至24000公斤，则吊架额定荷重基本系列如表3—6所示。

吊架基本荷重系列表3—6

注：吊架号说明——·

本系列吊架适用范围如图3—14所示。

（五）吊架的选用和整定

吊架选用需用工作荷重和热位移值二个参数，整定时尚需热位移方向。

此吊架在靠近Δy=0范围工作时，恒定率较差，故吊架的选用热位移值应大于计算热位移值，一般取1.3倍计算热位移值，且附加裕量不应小于35毫米。

下面举例说明选用和整定的方法。

例1 试选用和整定Pgz=4000公斤，下位移计算热位移Δyj=80毫米的吊架。

选用热位移为：Δyc=80+35=115毫米

由Pgz和Δyc查图3—14，可选I.3×3、I.4×4、I.5型。选用I.5型。

I.5型吊架的Q H=4000公斤，[Δy]H=150毫米。

Pgz=Q H

为了避开Δy=0附的的为稳定区，固定齿定位在Δy=30毫米位置，则吊架允许位移量为：

[Δy]=150-30=120毫米。

主簧初压缩量为30毫米。

例2：试用和整定P gz=3500公斤，上位移Δyj=120毫米为吊架。

Δyc=1.3×120=156毫米

查图3—14，可选II.4、II.4×3、II.3×3、II.5型，选用II.4型。

II.4型为Q H=2000公斤，[Δy]H=300毫米

Pgz>Q H 。Q H·A/ Q H =3500/2000=1.75。

吊架允许热位移为：

[Δy]A=300×（2/3-0.5×1.75）=187.5毫米

定位齿定在Δy=[Δy]A =187.5毫米位置。主簧初压值为[Δy]H =300毫米。

第四章限位支吊架

第一节限位支吊架的基本概念

弹簧支吊架和恒力吊架都属弹性支吊架，它们的共同点是，不承受管道的热胀冷嘲热讽紧推力，对管道热位移不起限制作用。这对改善管道热胀二次应力和自垂一次应力有一定的好处。可以，以往的高温管道，除了端点是刚性支撑外，几乎全部采用弹性支吊架。这种支吊架设置方式，如果说对中、小型机组还比较适用的话，大机组管道中出现的问题和矛盾就特别突出。

随机组容量的增大，主蒸汽、再热蒸汽等管道线长度不为增长，加上工作温度的提高，使管道支吊点热位移值（包括垂直和水平位移）也大幅度增加，可达到300毫米以上，以致吊架的选用，吊杆偏装和满足吊杆长度等问题变得很困难。

高压、高温管道，由于管径大、管壁厚、热胀值大，对连接设备和建筑结构的热胀力或冷紧力（力矩）都很大，很难满足设备要求的限定量，对建筑结构的设计也带来难题。

旁路管道，由于管线较短，管系刚度往往较大，且瓦管的接口位置有较大的热位移，使管道的热胀二次应力普遍偏高。特别是大机组多采用双路管道系统，管道布置往往不对称，造成旁路管的二个接口有较大的相对位移，更增加了旁路管布置的困难。

上述各种问题，单纯通过管道布置方式的改变，很难圆满的解决问题，而且会增加材料消耗，采用限位支吊架则是解决问题的较方便途径。

限位支吊架是以限制管道热位移为主的支吊架（有的也承受管道重量）。与固定支架不同的是，限位支吊架只限一个或二个方向的线位移，而对管道的角位移一般不加限制。这种不完全的限位，对管道的热胀应力影响较小，却能达到多种有益的效果。

通过限位支吊架，可以把管道热胀人为的分成若个独立段，使支吊点的热位移值大幅度降低；也可根据需要，改变管道上某些点的热位移值和方向。

采用际位支吊架，可以调整管道的热胀二次应力，使一些高应力点的应力得以降低。

如果需要限制管道对设备的推力，也可通过限位支吊架实现。管道设置限位支吊架后，比起全部采用弹性支吊架，

管道重量偏离设计值，或支吊架荷重调整偏离设计值的情况是大量存在的。如果管道全部采用弹性支吊架（特别是大量采用恒吊时），这种不平衡力将大部分转移到管道端点，引起管道弹性变形和自重一次应力的增加，也可能对连接设备的正常运行带来危害。如果管道中采用了一定数量的承得型限位支吊架，则上述不平衡力将分摊到限位支吊架和管道端点上，对管道和连接设备的危害将大大减小。

限位支吊架主要用于热胀量大的主蒸汽、再热蒸汽等高温管道中。

第二节限位支吊架常用型式

广义的说，凡是具有限位功能的支吊架都应属于限位支吊架如固定支架、滑动支架、导向支架、刚性吊架等，但目前所指的限位支吊架并不完全包括这些支吊架。这一方面考虑历史上形成的支吊架分类习惯，另一方面这些支吊架的使用方式，也与专用限位支吊架有一定的差别。如固定支架是限制三个方向的线位移和角位移（即完全限位）；一般的滑动支架和刚性吊架，用在y向位移近似为零的支吊点，因而也就不存在限位问题。

由于采用限位支吊架的目的不同和安装位置的差异，限位支吊架的标准化工作比较困难。下面介绍几种常用的限位支吊架型式和它们的特点。

导向支架是承垂型限位支架，用于水平管道上，限位方向是y向向下和垂直于管道轴线的水平方向，导向支架已列入支吊架设计标准中。

现行标准中，导向板与支架管部的间隙为4毫米，允许管道水平面角位移为0.6o~2o（大径管为小值），而管道的实际型位移一般是0.5o左右，加上导向板的刚度较弱，所以导向支架一般不具备限制管道角位移的功能。

导向支架多用于水平布置的门形补偿器两侧，或用于轴向补偿的波形补偿器两侧，达到防止门形补偿器背部热位移过大和避免波形补偿器变曲的目的。

限位刚吊的结构与一般刚性吊架相同，只是使用条件的不同。限位刚吊用在有y向热位移的吊点，用来限制吊点的向下热位移。限位刚吊不但承垂而用阴受较大的限位力，荷重较大，吊杆比一般刚性吊架粗的多。按限位刚吊的限位功能，一般只能用于有向下y向位移的吊点，但实际工程中也用于有向上热位移的吊点。此时，应特别注意在热态时刚吊荷重的大幅度减小，甚至完全悬空不吃力的情况发生，以免使管道自重一次应力的大量增大。火力发电厂主蒸汽、再热蒸汽管道的y向膨胀量都很大，因而限位刚吊应用很普遍。在管系中，限位刚吊和管道端点构成重力静不定力系，它们的实际安装荷重与设计安装荷重往往存在较大的偏差，在安装、调整支吊架荷重时，需要对限位刚吊的荷重进行实测调整，否则会对管道的自重一次应力有不利影响。

限位支架是限制支吊点水平位移的限位支吊架，可装于水平管和立管上，图4—1是几种觉的限位支架。

图4—1 限位支架

拉撑杆限位支架的拉撑杆，可承受轴向位力和压力，限制支吊点沿杆轴方向的热位移，因杆件有一定的转角活动范围，对其他方向的热侠移无限位作用。

第三节设有限位支吊架管道的冷紧

管道设限位支吊架后，管道为膨胀补偿由限位支吊架分成若干个独立管段，管系的冷紧方式和具体工艺要求，也就与无限位时有所不同。

为了说明设有限位支吊架管系的冷紧特点，首先回顾一下无限位管系的冷紧。

管系无限位时，整个管系为一个膨胀补偿段，三个方向的冷紧集中在一个冷紧口进行。

冷紧时，如果冷紧口两侧的冷紧位移量不按两侧管段的柔变进行分配，则冷紧装置未松开前，两侧管段冷紧效果不相同；但冷紧装置松开后，管道可按各段的柔度自行调整冷紧位移量，特别是支吊架的荷重调好后，管道重量对冷紧位移的影响因素可以消除，管道各点的冷紧位移，完全由管道各段柔度自行调整，热位移时，各点的热位移量也是按各段柔度自行分配膨胀量，达到整体管道为同一冷紧比。因此，对无限位管道的冷紧，其冷紧口两侧的冷紧位移量，可不作严格的限制，也可以靠管道重力进行冷紧，因为它们对冷紧效果的影响，只存在于冷紧装置未松开前，或支吊架

管道设限位支吊架后，由于膨胀位移和冷紧位移受到限位支吊架的制约，故冷紧量如何分配到各限位段，或冷紧口两侧的冷紧位移如何分配，以及冷紧过程的工序和工艺，将直接影响到冷紧效果，因而冷紧方法和具体要求也就变得较为复杂。

有限位支吊架管道的冷紧，按冷紧口数量分为整体冷紧和分段冷紧两类；整体冷紧时，整个管系只设一个冷紧口，分段冷紧则每个限位段都设冷紧口。按冷紧量的分配方式，可分为按限位段柔度分配冷紧量和按膨胀量分配冷紧量两类。对冷紧效果有直接影响的是冷紧量的分配方式，而冷紧口的数量只是具体工艺过程为不同而已。

分段冷紧是各限位段都设冷紧口，分别进行冷紧。冷紧前需装好限位支吊架，限位支吊架参与冷嘲热讽紧。进行冷紧前，需对各冷紧量统一进行检查，然后依次进行冷紧。冷紧过程中，限位支吊架不作调整。

分段冷紧采用按限位段管道柔度分配冷紧量时，由于各限位段的柔度和膨胀量并不成比例，各际位段的冷紧比不相同，特别是各限位段的柔度和膨胀量之比相差悬殊时，各段冷紧比就会相差很大。冷紧结束时，限位点两侧的冷紧力大小相等方向相反，限位支吊架不受冷紧力。对端点的冷紧力和管道的冷紧应力，与同一总冷紧量的无限位时相同。管道热态时，限位点两侧的热态推力不相等，限位支吊架承受热胀推力。

管道二次应力不但要看应力水平，而且还要看冷热态的应力变化幅度。而冷紧比大小并不能改变二次应力冷热态的变化幅度，冷紧比只能改变冷热态的应力值。因此，只要二次应力值和端点推力满足要求，冷紧比可大可小，各限位段的冷紧比也不必强求一律，这是按限位段柔度分配冷紧量冷紧法实际应用的前题。实际工程设计中，有的限位段冷紧比只有0.5左右，而另一些限位段的冷紧比高达1.5以上。

分段冷紧采用按限位段的膨胀量分配冷紧量时，各限位段的冷紧比相同。冷态时，由于限位点两侧的冷紧力值不等，限位支吊架承受冷紧力。热态时，管道二次应力和对限位支吊架的推力各限位段按同一比例反向变化（相对于冷态的）；如果冷紧比取1、冷紧有效系也为1、则热态时各管道段的二次应力为零，限位支吊架和端点热胀推力也为零。

整体冷紧只设一个冷紧口。当采用不同的冷紧位移分配方式时，冷紧效果和冷紧工艺要求也不相同。

当采用按各限位段的柔度分配冷紧位移时，限位支吊架不参与冷紧，限位支吊架一般应在冷紧后安装。此法的冷紧效果、限位支吊架的冷热态推力，等效于按柔度分配冷紧量的分段冷紧。如果限位支吊架在各支吊架荷重调整后安装，则冷紧口两侧的冷紧位移也与无限位时一样，可不作严格要求。如限位支吊架需在冷紧前安装（如限位刚吊），则冷紧口两侧的冷紧位移量和已安装的限位支吊架的冷紧位移量（即冷紧时限位支吊架的调整量），冷紧过程中需按要求严格控制。

按限位段的膨胀量分配冷紧的整体冷紧，等效于按膨胀量分配冷紧量的分段次冷紧。冷紧时需对冷紧口两侧和各限位点的冷紧位移进行严格控制，故限位支吊架需在冷紧前装好。

各种冷紧方式的冷紧工序和具体要求，应遵守下列原则：

采用按限位段柔度分配冷紧量的分段冷紧时，冷紧前各限位支吊架需事先装好，各冷紧口的冷紧量应统一检查，各冷紧值由设计给定。各冷紧口两侧的冷紧位移量，一般可不进行严格控制。

设有限位刚吊的管系，冷紧次序从管道最下方冷紧口开始，如管系中无其他方向限位时，x、z向冷紧宜放在最后一个冷紧口进行。如管系中有x、z向限位所在管段的y向冷紧，然后依次进行相临冷紧口的冷紧。如图4—3所示。

图4—3 分段冷紧的冷紧工序

显然，当管系中有多个限位点，特别是有多个不同方向的限位时，冷紧工序将变得很复杂。

采用按限位段膨胀量分配冷紧量的分段冷紧，与前者比较，只是冷紧量分配方式和冷紧效果不同，冷紧工序和要求则一样。

采用按限位段柔度分配冷紧位移的整体冷紧时，冷紧前限位支吊架一般不装（承垂的限位支吊架可装），限位支吊架需在支吊架荷重调好后装。冷紧口两侧的冷嘲热讽紧位移量，可不作严格规定。冷紧过程与无限位时大体相同。特别需要指示的是，支吊架荷重调整，不但包括各弹性支吊架，也包括承重的限位支吊架（需实测整定），此冷态荷重由设计给定。

采用按限位段膨胀量分配冷紧量位移的整体冷紧工序，以图4—4为例说明如下。

图4—4 按膨胀量分配冷紧位移的整体冷紧工序

图例中，设有C1、C2 2个限位刚吊进行y向限位。冷紧前则吊应装好。

若冷紧口在@位置，则上冷紧口的y向冷紧位移量对应e膨胀量，下冷紧口y向冷紧位移量对应（e2+e3）膨胀量。紧上冷紧口时，松刚吊C1和附近的支吊架，必要时再加辅助冷紧力，使C1的y向冷紧位移量达到对应e1膨胀量（冷紧比为1时等于e1膨胀量），然后固定C1刚吊。紧下冷紧口时，首先通过C2刚吊进行冷紧，使C2吊点的y向冷紧位移达到对应e2的膨胀量，然后固定C2刚吊。最后通过外加冷紧力使下管口y向冷紧位移达到对应（e2+e3）膨胀量。Z 向冷紧位移，可在上、下两个管口适当分配（与无限位进相同）。

若冷紧口在○b位置，上管口的y向冷紧位移量对应（e1+e3）膨胀量，下管口y向冷紧位移量对应e2膨胀量。冷紧宜从上管口开始。首先松C1和附近支吊架，必要时加辅助冷紧力，使C1吊点的y向冷紧位移达到对应e1膨胀量，后定位C1刚吊；继续松C2和附近支吊架，并加辅助冷紧力，使C2吊点的y向冷紧位移达到对应（e1+e3）膨胀量，定位C2刚吊。最后冷紧下管口。

若冷紧口在○C位置，左侧管口冷嘲热讽紧位移为零，冷紧量全部分配给右侧管口。冷紧工序和要求与○b方案大体相同。分段冷紧不宜用于多限位点的管系；而限位点少时，分段与整体冷紧工序的繁简程度并无多大区别。就管道施工工序而言，施工中需予为击洗接口，焊接式流量装置需在冲管后才能正式安装，管道安装工作难以一次正式完成，给分段冷紧工作带来困难。因此，整体冷紧方式就显出通用性广、简便、实用的优点。特别是按管段柔度分配冷紧位移的整体冷紧，冷紧工序与无限位管道没有什么区别。

采用按限位段膨胀量分配冷紧量或冷紧位移的冷紧方法，有较小的热态二次应力和较小的热态端点推力。而冷紧的主要目的就在于使热态二次应力减小，使管道投运初期的蠕动速度减小，因而此种冷紧方式较为合理。当然，实际管道的二次应力水平一般都较小，不是管道设计的主要矛盾，故近柔度分配冷紧量或冷紧位移的冷紧方式，在实际工程中也多有采用。按柔度分配冷紧量的方式，在冷紧过程中，对承重支吊架的荷重状态无特殊要求，冷紧工序也较为简便。

第五章减振器

第二节弹簧减振器

弹簧减振器结构如图5—1所示。

图5—1弹簧减振器

减振器由会入外套（1）的两个内簧（2）、（3），和两个性能相同的螺圈弹簧（4）、（5）构成。内管（3）的长度由安装尺寸决定，其一端与外套（1）焊牢。内管（2）的一端通过万向接头（6）与生根结构连接，另一端用大定销（7）与固定环（B）连接。在外套中间设有让固定销滑动的的槽孔（9）。外套（1）与内管（3）成为整体；内管（2）与固定销（7）、固定环（8）成为整体，它们可沿槽孔（9）滑动。调整螺母（10）可调整弹簧的予压缩量。、

当管道振动离开平衡位置时，一侧弹簧被压缩，另一侧弹簧则放松，减振器产生的阻振力为：

P=2·Pˊ·S

式中Pˊ为弹簧刚度；

S为单振幅。（5—1）

方向，二个弹簧压缩值应取不同值。故在冷态时，管道将受到减振器的附加力。

弹簧减振器的设计，主要是选用满足减振器性能的弹簧。弹簧由额定阻振力、允许振幅和沿减振器轴向为的管道热位移值决定。

为了使二个弹簧在减振器工作过程中始终都起作用，管道处于振动平衡位置时，弹簧压缩量应满足：

ΔFa≥SH（5—2）

式中ΔFa为管道处于平衡位置时的弹簧压缩值，二个弹簧相同（毫米）；

SH为减振器允许单振幅（毫米）。

以下取Δfa=SH

为使管道热位移后二个弹簧压缩值相同，且等于ΔFa，减振器安装时，二个弹簧压缩值应不相同，其值为：

ΔF M=ΔFa+hz=SH+hz≤ΔF H （5—3）

ΔFm=ΔFa-hz=SH-hz≥0 （5—4）

式中：ΔF M为安装大压缩值（毫米）；

ΔFm为安装小压缩值（毫米）；

hz为沿减振器轴线的管道热位移值（毫米）；

ΔF H为弹簧允许压缩值（毫米）。

(5—4)式中，如取ΔFm=0，则：

SH=hz （5—5）

将（5—5）式代入（5—3）式，则：

ΔF H ≥2·SH （5—6）

ΔF H≥2·hz

弹簧刚度在满足减振器额定阻振力要求：

P H=2·Pˊ·SH

Pˊ= P H /2·SH （5—7）

式中 P H为减振器额定阻振力（公斤）；

Pˊ为弹簧刚度（公斤/毫米）。

计算管道的振动幅、激振力、振频等是非常驻困难的，因此设计、选用弹簧减振器，一般都根据经验确定，应大体满足表5—1的要求。

弹簧减振器选用、安装参数

位移大小和方向，减振器适当偏装。安装结束后，应根据管道hz值和方向，调整弹簧压缩值，使之分别达到ΔF M和ΔFm。当管道达到额定温度后，策调弹簧压缩值，使管道处于持动平衡位置时的二个弹簧压缩值相等，且等于ΔFa。

第三节油压减振器

油压减振器结构如图5—2所示。它是由活塞油缸、控制阀、油箱等组成。

油压减振器基本工作原理是，通过控制阀对油的节流作用，对活塞产生阻振力。阻碍振力与活塞的运动速度有关，当活塞不动或速度很小时（如管道热位移时），不产生阻振力，因此无论冷态或热态，对管道不产生附加力。管道振动时，即使是振幅不大（只要有足够的活塞运动速度即可），也能产生足够的阻振力，减振作用非常明显。

图5—2 油压缩振器

1、油缸

2、活塞

3、活塞杆

4、油管

5、控制阀

6、油箱

7、万向接头

8、管道。

产生阻振力的最小活塞速度约0.1~0.4厘米/秒，小于0.1厘米/秒时不产生阻振力。

活塞减振器结构上很容易作成大容量，适于Dg200以上的大管径或对振动要求严格的管道上使用。保证严密性是活塞减振器的主要问题，因而维护工作量较大。

控制阀常用型式有提动阀、节流阀、测试阀三种，基本原理是相似的。其结构和工作原理见图5—3、图5—5和图5—6。提动阀和节流阀适用于周期性振动的管道，测试阀适用于承受管道的单向冲击力的场合（中安全阀的排汽管等）。提动阀工作原理说明如下。

管道不振动时（或处于振动平衡位置时），三个阀心处于开放状态。活塞向A侧振动时，A侧油压升高，A阀心关闭，高压油通过曳油槽曳油，高压油作用到活塞上产生阻振力。此时通过B阀的通油孔向活塞B侧补油。当反向B侧振动时，其过程相反。

阻振力P，振动位移S与时间t的关系，如图5—4所示。

活塞的初始位置S1对应产生阻振力的初始时间t1,活塞运动速度越大，活塞直径越大，它们也越小。S2位移是控制阀起作用后的活塞位移量，活塞直径越大、曳油槽开口越小，S2也越小。实际使用时，S1和S2都很小，故管道振幅S 可限制在3~5毫米以内。

（a）活塞不动或缓慢移动时

（b）活塞向A侧振动时

图5—3提动阀

1、弹簧

2、槽沟

3、阀心

4、油孔

5、外壳。

图5—4油压减振器特性（提动阀、节流阀）

（a）活塞不动或缓慢移动

（b）活塞向A侧振动

图5—5节流阀

1、外壳

2、弹簧

3、通油孔

4、节流孔

5、阀心。

节流阀工用原理如下所述。

管道不振动时（或处于振动平衡位置时），二个节流阀处于关闭状态。活塞向A侧振动时，A侧油压升高，A阀仍关闭，通过节流孔喷油。而非工作阀B由于喷油流的冲击和活塞B侧油压降低而开放，向活塞B侧补油。

测试阀油压减振器，用作安全阀排汽管等非经常性荷重的缓冲支架。

（c）测试阀油压减振器

1、安全阀

2、排汽管

3、辅助支架

4、油缸活塞

5、控制阀

6、油箱

7、外壳

8、阀心

9、弹簧。

第六章支吊架的布置和维护

前几章较为详细的介绍了各种型式的支吊架的结构、性能、安装调整等内容，也说明了支吊架间距选择、荷重计算、热位移计算、另部件选用等基本理论。下面集中说明一下，支吊架布置进应考虑的基本原理。

管道两端的支吊架，应尽量靠近管道端部。

在有阀门、三通等集中载荷的部位，应在附近设支吊架。

支吊架的形式和荷重分配（包括冷紧或热胀推力），应能满足连接设备可限定的力和力矩要求。

管道支吊架应能满足连接热膨胀的要求。

在门形补偿器、波形补偿器、伸缩型补偿器两端应设固定支架。固定支架的间距，不应超过补偿器的补偿能力。

靠近轴向补偿的波形补偿器、伸缩型补偿器，以及可能承受较大变矩的铸铁阀门两侧，应设导向支架。

靠近门形补偿器两侧，应设导向支架或限位支架，以避免由于直管段的间接热位移使补偿哭级部产生过大的热位移。如果导向支架或限位支架太靠近补偿器时，将使补偿器的补偿能力大大降低，导向支架或限位支架的设置位置，一般距补偿弯头25Dw 至30Dw处（Dw为管外径）。

门形补偿器的布置有三种型式：水平布置、倾斜布置、垂直布置。其支吊架的设置如图6—1所示。其中限位支架的限位方向，应按限制侧面臂管的膨胀方向设置。

要求。由于场地的限制，吊杆长度不能满足要求时，应设球面垫圈（F6）或

图6—1门形补偿器的支吊架设置

（a）水平布置（b）倾斜布置（c）垂直布置。

滚动吊杆（L9或L10）。任何情况下，吊杆计算长度不应小于10倍水平位移量。

支吊架的管部边缘，距管道焊缝边缘的距离，应小于50毫米；需热处理的焊缝，不得小于焊缝宽的5倍，且不小于100毫米。

水平弯头部位的支吊架间的展开距离，不应大于该水平直管支吊架允许间距为70%，以免弯头悬臂部份产生过大的弯矩。支吊架管部边缘至弯头起弧点的距离，一般不应小于管外径。

主管上部弯头的第一个支吊架，与立管轴线的距离，应小于水平直管支吊架允许间距的75%。立管下部弯头的第一个支吊架，与立管轴线的距离，应小于水平直管支吊架允许间距的50%。

水平直管的支吊架间距，应满足第一章第三节的要求。

安全门排汽管的重量和排汽推力，应由支吊架承受，不应作用到安全门上。

立管的重量由立管上的支吊架承受。当立管上只有一个支吊架时，此吊架应布置在产管重心的上方。当立管上有2个以上的支吊架时，重心上方的支吊架荷重，应大于重心下方支吊架的荷重，其比值应达到1.5：1至2：1。

管道支吊架日常维护工作，对保证支吊架正常工作，从而保证管道的安全运行有重要意义，应参考下列基本原则认真执行。

滑动支架、导向支架的滑动面应保持清洁，一般每隔一年左右进行一次清扫。

露天布置的支吊架，特别是恒吊、弹簧支吊架，应加强维护，防止锈蚀或卡死，每隔一年左右重点进行检查、维护。

油压减振器的油质检查和密封元件的更换周期，一般不应超过一年。每隔二年对油压减振器进行一次彻底清洗和检查。

支吊架受力情况和根部结构的变形检查，刚性吊架的荷重调整，每隔2至3年进行一次。高温管道支吊架的合金钢部件，每隔3年进行一次全面检查。

支吊架弹簧使用5年以上时，应抽样进行性能试验。

管道大修时，应对支吊架进行全面检查和调整。

对主要管道，应详细记各支吊点的热位移情况，这对分析支吊架的工作状况是非常需要的。

应对检查、维护、检修、调整内容作出详细记录。

第二篇汽水管道应力计算

第七章基本概念

管道应力计算是一项理论性比较深，经验性也比较强的技术工作。它应用到许多数字、理论力学、材料力学、弹性力学、弹塑性理论、结构力学、材料强度及计算机方面的知识；在计标步骤及有关方法的规定上，带有很强的技巧性及经验性。因此，有必要把以下各章要牵涉到的一些最基本的，带有共同性的问题，在本章先作简单介绍。

由于管道应力计算是件非常复杂的工作，只靠叙述一些规则性的条文是很难理解的，所以从本章起将结合一道笔计的简单例题进行，使应力计算的基本方法大部分在便题上得到练习。

第一节管道受力分类

火力发电厂高温高压蒸气管道，它所受的载荷是非常复杂的。我们要了解它的受力是为了弄清哪些力是最主要的，在应力计算中一定要计算它；哪些力是次要的或目的暂时无法计算的，但要在结构设计上或其它系数计算上附带给予考虑。由于力的来源、性质、方位与分布状态的不同，对力就有各种不同的叫法。

一、按力的来源分类：

1、管道内部工质压力产生的作用力；