1、主蒸汽管道设计压力取值分析摘 要：为了对单元机组超临界和超超临界机组主蒸汽压力设计有更清晰的认识，分析了主蒸汽管道设计压力取值以及国家标准,电力标准与 ASMEB31.1 的区别,得出了单元机组超临界和超超临界机组主蒸汽压力取值不同主要原因，对于机组的设计具有指导意义。结论是主汽门前设计压力就是最大运行工况下(VWO) 的热平衡上的运行压力，GB50764 同时参照 ASME和 IEC 的规定得出的设计压力偏于保守。关键词：单元机组；主蒸汽压力；主汽门进口处设计压力；最大持续运行压力；安全系数；国标；ASMEWen Peng(Black main steam pressure; design
2、pressure at the throttle inlet; maximum sustained operating pressure; safety factor; GB; ASME0 引言主蒸汽压力取值是电厂设计的关键， 由于各个国际以及各个标准的不统一，造成了国内工程师对于主蒸汽压力取值的不同认识，以至于各个设计院在设计压力的取值上经常出现不一致的情况，本文分析了主蒸汽管道设计压力取值以及国家标准,电力标准与 ASMEB31.1 的区别,得出了单元机组超临界和超超临界机组主蒸汽压力取值不同主要原因。1 国家标准与国外标准对比1.1 主汽门进口处设计压力关于主蒸汽压力取值，文献 14等标
3、准都有比较详细的论述。文献 1的设计压力规定如下：1 ，超临界及以下机组，主蒸汽管道设计压力应取用锅炉最大连续蒸发量时过热器出口的额定压力；2 ，超超临界参数机组，主蒸汽管道压力应取用下列两项的较大值， a)汽轮机主汽门进口处设计压力的 105%；b) 汽轮机主汽门进口处设计压力加主蒸汽管道压降。文献 4中规定：对于单元机组上装设能控制集箱蒸汽压力的自控燃烧设备的锅炉，蒸汽管道的设计压力应至少等于主汽门进口处的设计压力的 105%，或不小于任何锅筒安全阀整定压力值下限值的 85%，不小于管道系统任何部位预期的最大持续运行压力，取以上三者中的最大值。而所采用的材料的许用应力值不应大于过热器出口预
4、期的蒸汽温度下的许用值。对于没有固定汽水分界线的强制流动蒸汽发生器，设计压力也不应小于预期的最大持续运行压力。在文献 1,4的规定中，都提到了“主汽门进口处设计压力” ，但是两个标准关于这个设计压力的理解是不同的, 文献 4对于单元机组设计要求是一致的，而文献 1关于超超临界机组是在文献 4设计压力的基础上又增加了5% 的裕量。文献 13 实际上是脱胎于文献 4。文献 1主蒸汽管道设计压力取值同时又结合了文献 5的设计要求，文献 1条文说明指出按照文献 5 “汽轮机主汽门进口处的设计压力等于汽轮机主汽门前额定进汽压力的105” 。文献 5指出为了维持平均压力，主汽门进口压力不能超过5%的额定压
5、力，这就是文献 1 条文说明中增加5% 设计压力的理论依据。按照文献 5 汽轮机允许有 5%的超压运行工况，而超压5%工况仅偶尔适用于电网高尖峰负荷时期 6。但是自1997年以后，国内取消了引进机组5%超压运行工况，引进型锅炉的BMCR设计压力由5% 超压改为额定压力 7 。所以此处国标引用文献 5 是不准确的。没有5%超压运行工况，主蒸汽压力当然不必在额定压力下增加5%。1.2 最大持续运行压力文献 4里面还有一个概念“最大持续运行压力” ，管道内部设计压力不能低于最大持续运行压力。最大持续运行压力在ASME中没有明确的说明，也造成了国内工程师对于这个理解的偏差。根据国内火力发电厂运行经验，
6、锅炉最大连续蒸发量BMCR工况下的工作压力可以作为最大持续运行压力。由于目前大锅炉都具有压力调节的自动燃烧控制系统，国内运行也表明，超压运行工况针对不同的压力工况不可能保持1h和8h，可以认为BMCR工况下的锅炉出口运行压力就是单元机组持续运行最大压力。文献 4指出：锅炉过热器出口至汽轮机进口的压降，宜为汽轮机额定进汽压力的5。实际项目中单元机组“主汽门进口处设计压力”(按1.1 的解释为VWO工况主汽门进口处运行压力)的105%和最大持续运行压力往往也是一致的。见下表1，BMCR锅炉出口运行压力与VWO工况主汽门压力比值除了上海外高桥第三电厂1.037 外均为1.05，所以一般情况下“主汽门
7、进口处设计压力 ”105%=“最大持续运行压力” 。也可从反面来论证，假设文献 4中的主汽门进口处设计压力为文献 1的主汽门进口设计压力,数值均为文献 1中的“VWO 工况主汽门前压力 1.05”，则主汽门前设计压力的1.05倍应该为“VWO工况主汽门前压力1.05 1.05”必然大于最大持续运行压力(BMCR 工况过热器的出口压力) ，则单元机组按照文献 4中的第122.12(A.4) 条无法选取三者中的最大值。表1 国内机组(1000MW)参数项目 VWO工况主汽门压力MPaBMCR锅炉出口运行压力MPaBMCR/ VWO主蒸汽压力取值MPa设计院华能玉环电厂 26.25 27.56 1.
8、05 27.60 华东电力设计院上海外高桥第三发电厂 27.00 28.00 1.037 28.35 华东电力设计院浙江国华宁海电厂二期 26.25 27.56 1.05 28.938 西南电力设计院天津北疆电厂 26.25 27.56 1.05 28.938 华北电力设计院1.3 许用应力关于许用应力，文献 9强制性附录1 和文献 2的相关规定的区别是文献 2对于抗拉强度对应的安全系数上采用3 ，而文献 9采用3.5，其他两项屈服强度和持续强度的定义几乎是一致的。对于四大管道材料的许用应力选取，文献 1的选取是不一致的，典型体现在X10CrWMOVNb9-2(A335P92)和15NiCuM
9、oNb-5-6-4.国内一般选择A335P92 (A335P92和X10CrWMoVNb9-2是同一材料的ASME和EN不同标准的写法)作为超超临界机组的主蒸汽管道材料。P91许用应力国内是完全照搬的文献 4，而P92采用的数值是根据文献 12标准中X10CrWMoVNb9-2 规定的强度数值(该强度值为欧洲蠕变委员会(ECCC)2005 年9月公布了经过评估的P92材料100000小时的持久强度数据)及文献 2中的安全系数确定。该材料已经收录在文献 4和文献 10,ASME中的 P92材料与文献 1中的许用应力对比见下表2,A335P92 的许用应力是文献 4中的Case 183的数据，下一
10、行材料X10CrWMoVNb9-2的许用应力是文献 1里面的数据，同样的材料应用不同的标准，许用应力区别很大，尤其是在低温阶段，但A335P92 一般都是应用在超超临界机组，也就是至少593以上的机组中，大约以575为界限，575 以上的时候，国标比文献 10推荐用的许用应力要小。综上所述，超超临界机组主蒸汽设计压力，文献 1比文献 4至少提高了5%的设计裕量，再加上许用应力比文献 10更小，则使超超临界机组在设计压力和许用应力两方面国标都比ASME偏于保守。而文献 4本3身就是一个很保守的标准。这样只会使国内设计院在设计超超临界机组中增加更多昂贵的A335P92材料，使业主承担更多的投资。给
11、水管道一般采用15NiCuMoNb5-6-4，文献 4中的Code Case182 A335P36,是吸收了欧标15NiCuMoNb5-6-4之后成分上稍作改动，文献 1也是按照文献 11的材料特性与文献 2的安全系数确定许用应力，而文献 1的管道壁厚公式是来自文献 4，采用不同的标准得出了给水管道的壁厚值，例如印尼万丹1x670MW 超临界项目，给水主管道按照文献 1管径壁厚50850，按照文献 4则为508 58。长期的运行经验表明，50850是完全可以接受的，也为国家节省了大量的投资，那么引出一个问题，同样的A335P91等材料是不是也可以采用3.0的安全系数。ASME也是不断修订的，安
12、全系数曾经从90 年代的4 修订为3.5，如果我们国内标准也能像给水管道一样，在保证安全的前提下将A335P91等材料修订出自己的许用应力，则意义重大,当然这需要大量的专家和专业机构才能做出这样的判断。表2 在下列温度（）下的A335P92许用应力值（MPa）运行温度(C) 项目 200 475 500 525 550 575 600 625 650 许用应力MPa 169 140 135 129 123 99.5 77 56.5 38.3表3 在下列温度（）下的X10CrWMoVNb9-2许用应力值（MPa）运行温度(C) 项目 480 490 500 510 520 530 550 560
13、 570 580 590 600 610 620 630 640 650许用应力MPa 206 193 180 158 156 145 124 114 104 94.6 84.6 75.3 66.6 58 50 43.3 37.32主蒸汽设计压力取值2.1 超压运行工况文献 5中有5%的汽轮机超压运行工况，文献 4-102.2.4 中也指出，一般认为压力温度的变化是不可避免的，如果计算压力产生的环向应力未超过相应温度下的最大许用应力的百分比值，压力和（或）温度的波动可以超过设计值如下：(1) 15% 如果在任何一时期波动时间不超过8 小时, 且每年不超过800小时。(2) 20% 如果在任何时
14、期波动时间不超过 1小时, 且每年不超过80 小时。此条要求也在应规 38.1.2里面有所论述。关于超温运行，我们已经考虑了5的温度设计裕量 1，同时还有喷水减温,煤水调整等措施，对于目前的大机组来说，温度是可以控制在5以内范围的。所以在考虑了超温运行的情况下，上面的要求可以简化为只需考虑压力波动的要求。在机组带负荷运行过程中，主蒸汽压力通过机炉协调控制系统调节，按照国内的运行经验表明，尤其是大的单元机组，在压力超过15%和20% 的情况下极少。按照文献 12，国内机组的安全阀整定压力一般按照表3 来规定调整与校验，见下表4。对于国产1000MW机组，例如华能玉环4x1000MW，山东莱州电厂
15、2x1000MW，过热器安全阀工作压力大概是BMCR工况下过热器工作压力的118% 。所以无论如何也不会超过文献 4里面的20% 的压力，且持续1 小时 , 也不可能超过压力15%且保持8 小时以上的情况。 作为大机组锅炉燃烧系统均是投入自动控制的，而且反应及时迅速，即使发生超压，也是短时的。所以在目前情况看，单元机组超压运行工况都能满足文献 4第102.2.4的这两条要求。表4安全阀的整定压力 安装位置 汽包锅炉的汽包或过热器出口 直流锅炉的过热器出口控制安全阀 1.05倍工作压力 1.08倍工作压力工作安全阀 1.08倍工作压力 1.10倍工作压力2.2国内实际1000MW机组主蒸汽压力取
16、值从表1可以看出，在华东电力设计院设计的机组中，玉环电厂取值为过热器出口压力，外高桥第三发电厂取值为主汽门VWO工况压力的1.05倍，和文献 4的论述是一致的，而其他项目则是严格按照文献 1中确定的“主汽门进口处设计压力”的1.05倍，文献 1理解的主汽门进口处设计压力前面已经论述，相当于VWO工况主汽门压力1.05倍，则主蒸汽设计压力相当于VWO工况下主汽门压力1.051.05倍，所以各个电力设计院在设计时候也不尽相同。3结论（1）主蒸汽压力的取值标准a)超临界及以下机组，如果是单元机组，文献 1设计压力和文献 4取值基本相同，如果是过热器出口带联箱的机组比如切换母管制机组，则设计压力比文献
17、 7取值要低，因为带过热器出口联箱的机组设计压力按照文献 4来取值，应该为过热器出口安全阀整定压力或锅筒安全阀85%中的较大值。b)超超临界机组，文献 1在超超临界的机组设计上比文献 7更加保守, 文献 1计算公式脱胎于文献 4，所以设计压力应该和文献 4保持一致，加大5%的设计压力裕量不合理。（2）许用应力应该按照一个标准设计一个电厂的标准应该按一个主标准的，文献 1即参考了文献 4，又参考了文献 5汽轮机标准和文献 11等标准，区别对待四大管道设计压力和许用应力。ASME的优势在于它是一个完整的标准体系，如果我们国内的材料统一标准，建立类似ASME一样的材料库，将各个材料标准统一，那么我们
18、在国际市场上用GB 的时候等于是在输出一个统一的标准体系，国内的总包公司和设计院就不仅可以输出产品，还可以输出GB 。参考文献：1 中国电力企业联合会.GB50764-2012 电厂动力管道设计规范S. 北京：中国计划出版社，2012.2 中国电力企业联合会.DL/T5366-2006 火力发电厂汽水管道应力计算技术规程S. 北京：中国电力出版社，2007. 3 电力工业部东北电力设计院.DL/T5054-1996 火力发电厂汽水管道的设计技术规定S. 北京：中国电力出版社，1996.4 ASME Pressure Piping committee. ASME B31.1-2012 ASME
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