火力发电厂汽水管道设计技术规定
DLGJ 23—81
（试 行）
电力工业部电力建设总局
关于试行《火力发电厂汽水管道设计技术规定
DLGJ 23—81》的通知
(81)火设字第133号
根据当前技术发展和设计工作的需要，我局组织东北、西北、中南、河北电 力设计院对1964年原水利电力部电力建设总局颁发的《火力发电厂汽水管道设 计导则(SD1—DZ—/Z—103—64)》进行了修订。修订后，定名为《火力发电 厂汽水管道设计技术规定DLGJ 23—81》，现颁发试行。
各单位在使用过程中，如发现不妥之处，请随时函告我局和东北电力设计 院，以便及时修改补充。
1981年7月7日
常用符号的单位和意义符 号
续表
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第一章 总 则
第1.1条?适用范围
本规定适用于火力发电厂主厂房范围内单机容量为1.2万kW至30万kW,参数为171ata*/555℃及以下机组的汽水管道设计。其他容量机组的汽水管道或 主厂房范围外的汽水管道设计可参照使用。
**?指以kgf/cm２(工程大气压)计量的绝对压力值?。按法定计量单位，压力 以Pa或MPa计量，1MPa=10.2kgf/cm２。以后同此。
机、炉本体范围内的管道设计，除按照本规定的基本原则外，还应与制造厂 共同商定。
第1.2条?设计要求
管道设计应根据热力系统和主厂房布置进行，做到选材正确、布置合理、补 偿良好、疏水通畅、流阻较小、造价低廉、支吊合理、安装维护方便、扩建灵 活、整齐美观，并应避免水击和共振，降低噪声。
管道设计应符合国家和部颁有关标准、规范。
第1.3条?设计参数
一、设计压力：一般是指管道运行中介质的最大工作压力。对水管道，应考 虑水柱静压头的影响，但当其低于额定压力的3%时，可不考虑。
主要管道的设计压力按下列规定取用,
1.主蒸汽管道，取用锅炉额定蒸发量时过热器出口的额定工作压力。
2.高温和低温再热蒸汽管道，均取用汽轮机额定功率时高压缸排汽压力的 1.15倍。
3.与直流锅炉启动分离器连接的汽水管道，取用分离器各种运行工况中管道 可能出现的最大工作压力。
4.减压装置后的蒸汽管道，取用减压装置出口的最大工作压力。
5.不可调速给水泵或其他水泵的出口管道，取用水泵特性曲线最高点的压力 与进水侧压力之和，并应考虑进水温度对进水侧压头和出口扬程的修正。
6.可调速给水泵的出口管道，当给水主管上不装设调节阀时，取用额定转速 时额定流量下水泵出口压力的1.1倍与进水侧压力之和，并应考虑进水温度对进 水侧压头和出口扬程的修正。
7.给水泵进水侧管道，取用除氧器最大工作压力与最高水位时水柱静压之 和，并应考虑进水温度对压头的修正。
8.汽轮机抽汽管道或背压式汽轮机排汽管道，取用制造厂提供的最大工作 压力。
9.锅炉定期排污和连续排污三次阀前的管道，取用汽包额定工作压力。
10.给水泵再循环管道，当采用单元系统时，进除氧器的最后一道关断阀及 其以前的管道，取用主给水管道的设计压力；当采用母管制系统时，节流孔板及 其以前的管道，取用主给水管道的设计压力；节流孔板后的管道，当未装设阀门 或介质双出路上的阀门不可能同时关断时，取用除氧器的最大工作压力。
11.锅炉安全阀后的排汽管道，应根据消音器和管道阻力计算确定。当未装 消音器时，高、中压锅炉的排汽管道可取为10ata，超高压锅炉的排汽管道可取 为20ata。
二、设计温度：一般是指管道运行中介质的最高工作温度。
主要管道的设计温度按下列规定取用,
1.主蒸汽、高温再热蒸汽管道，分别取用锅炉额定蒸发量时过热器、再热器 出口蒸汽的额定工作温度。
2.低温再热蒸汽管道，取用汽轮机最大功率时高压缸的排汽温度。
3.与直流锅炉启动分离器连接的汽、水管道，取用分离器各种运行工况中管 道可能出现的汽水最高工作温度。
4.减温装置后的蒸汽管道，取用减温装置出口蒸汽的最高工作温度。
5.经加热器加热后的水管道，取用被加热的水最高温度。
6.汽轮机抽汽管道或背压式汽轮机排汽管道，取用制造厂提供的最高工作 温度。
7.锅炉定期排污和连续排污管道，取用汽包额定工作压力下的饱和温度。
8.锅炉向空排汽管道，当不装消音器时，安全阀后的管道，一般取用被排放 汽源的额定工作温度减50℃；当装设消音器时，安全阀至消音器的管道，一般 取用被排放汽源的额定工作温度,消音器后的管道，根据消音器性能确定。
三、设计安装温度：一般取用20℃。
四、管道参数：一般用公称压力表示，符号为。允许的工作压力与公称 压力可按下式换算,
(1-１)
式中 ——允许的工作压力(kgf/cm2*)；
——钢材在200℃时的基本许用应力(kgf/mm2)；
——钢材在设定温度下的基本许用应力(kgf/mm2)；
*按法定计量单位，压力单位用Pa或MPa，1kgf/cm2=9.807×104Pa= 0.09807MPa。以下同此。
**按法定计量单位应该用N/mm2，1kgf/mm2=10N/mm2。)。
常用钢材的公称压力列于附录一。
管道参数也可用标注压力和温度的方法来表示，如p54140，系指设计温度 为540℃，设计压力为140kgf/cm2。
五、管道的公称通径：用符号Dg表示。
第1.4条?试验压力
试验压力是检验管道附件强度及检验管系严密性时的压力，分强度试验压力 和严密性试验压力。
强度试验压力一般按下式确定,
最大不应超过 值。
式中——强度试验压力(kgf/cm２)；
p——设计压力(kgf/cm２)；
——钢材在20℃时的基本许用应力(kgf/mm２)；
——钢材在设计温度下的基本许用应力(kgf/mm２)；
——钢材在20℃时的屈服极限(kgf/mm２)；
s——管子取用壁厚(mm)；
c——管子壁厚附加值(mm)，取值见第二章；
——基本许用应力修正系数，取值见第二章表2-2；
——管子外径(mm)。
管道安装后，应对管系进行严密性检验，一般采用水压试验，试验压力一般 取用设计压力的1.25倍，并不小于2kgf/cm２。
水压试验介质温度不宜高于100℃。
第1.5条?管子材料
管子所用钢材应符合国家或冶金工业部有关钢材现行标准的规定。当需要采 用新钢种时，应经有关部门鉴定后，方可采用。当需要采用国外钢材时，应根据 可靠资料，经分析确认适合使用条件时，才能采用。
常用管材钢号及其推荐使用温度，见表1-1。
表 1-1 常用管材钢号及其推荐使用温度
锅炉安全阀后的排汽管道可选用20号钢，也可以选用16Mn、15MnV等 普通低合金钢。高压锅炉和超高压锅炉点火排汽管道，一般采用耐热钢。
高温段汽封及高温阀杆漏汽管道，当设计温度超过450℃时，一般采用耐热 钢。
第1.6条?基本许用应力
钢材在设计温度下的基本许用应力，取用下列四者中的最小值,
式中 ——钢材在20℃时的抗拉强度最小值(kgf/mm２)；
——钢材在设计温度下的抗拉强度最小值(kgf/mm２)；
——钢材在设计温度下的屈服极限最小值(kgf/mm２)；
——钢材在设计温度下的条件屈服极限(残余变形0.2%)最小值(kgf/mm２)；
——钢材在设计温度下10万h的持久强度平均值(kgf/mm２)；
若用10万h的持久强度最小值，则安全系数取1.2。
计算时，、、、、均应采用相应钢号的保证值；当 缺乏保证值时，可按有关标准进行钢材的抽样试验，取抽样试验得到的强度特性 值乘以0.9作为计算值。
常用钢材的基本许用应力列于附录一。铸钢件应取表中数值的70%；优质 浇铸的铸钢件取表中数值的80%；当采用钢锭锻制时，可取表中数值的90%； 当采用型钢锻制时，可取表中数值。
第1.7条?焊接
焊接的最低允许环境温度、坡口形式、热处理要求、焊接质量检验及焊 条、焊丝的选用均应符合《电力建设施工及验收技术规范(火力发电厂焊接篇),(SDJ51—82)已有新规范，引用时注意。的要求。常用钢材所适用的焊条和焊丝 型号列于附录一。
第二章 管择
第一节 管 径 选 择
第2.1条?对于单相流体的管道，按选定的允许介质流速计算管径时，应按 下式计算,
(2-1)
或 (2-2)
式中 Dn——管子内径(mm)；
G——介质的流量(t/h)；
v——介质的比容(m３/kg)；
w——介质的流速(m/s)；
Q——介质的容积流量(m３/h)。
对于汽水两相流体的管道(如锅炉排污管道)，应按第五章第四节两相流体 管道的计算方法核算管道的通流能力。
第2.2条?汽水管道的介质流速，一般按表2-1取用。
表 2-1 推荐的管道介质流速
第2.3条?对于水量沿长度逐渐变化的管道，即带多支管的母管，选择管径 时，介质流量可按下式计算,
(2-3)
式中G——介质流量(t/h)；
Gmax——管段中最大的介质流量(t/h)；
Gmin——管段中最小的介质流量(t/h)。
第二节 壁 厚 计 算
第2.4条?对于承受内压力的汽水管道，管子理论计算壁厚应按下列规 定计算,
一、按管子外径确定时,
(2-4)
二、按管子内径确定时,
(2-5)
上两式中s1——管子理论计算壁厚(mm);
p——设计压力(kgf/cm２)；
DW——管子外径(mm)；
Dn——管子内径(mm)
——钢材在设计温度t下的基本许用应力(kgf/mm２)；
——基本许用应力修正系数。对于无缝钢管，η=1.0；对于纵缝焊 接钢管，按有关制造技术条件检验合格者，η值按表2-2取用；对于单面焊接的螺 旋缝焊接钢管，按有关制造技术条件检验合格者，=0.6。
表 2-2 纵缝焊接钢管基本许用应力修正系数η
第2.5条?管子计算壁厚和取用壁厚，应按下列方法确定,
一、管子计算壁厚按下式计算,
(2-6)
式中Sjs——管子计算壁厚(mm)；
c1——管子壁厚负偏差的附加值(mm)；
c2——腐蚀裕度(mm)。
二、管子的取用壁厚，应不小于管子的计算壁厚。
计算所得的数值也适用于弯曲半径等于或大于表3-1规定值的弯管。但宜用 正偏差的管子弯制，弯制后最小厚度应不小于理论计算壁厚与腐蚀裕度之和。
第2.6条?管子壁厚负偏差的附加值，应按下列方法确定。
一、对于无缝钢管,
(2-7)
式中A1——管子壁厚负偏差系数，根据管子产品技术条件中规定的壁厚允许偏差 按表2-3取用。
表2-3 管子壁厚负偏差系数A1
二、对于纵缝、螺旋缝焊接钢管,
1.当焊接钢管产品技术条件中已提供壁厚允许负偏差值时，则按计算无缝钢 管壁厚负偏差附加值的方法确定。
2.当焊接钢管产品技术条件中未提供壁厚允许负偏差值时，壁厚负偏差的附 加值一般按下列数据取用,
壁厚为5.5mm及以下时，c1=0.5mm；
壁厚为6～7mm时，c1=0.6mm；
壁厚为8～25mm时，c1=0.8mm。
三、在任何情况下，计算采用的管子壁厚负偏差的附加值不得小于0.5m。
第2.7条?管子壁厚腐蚀裕度c2值，对于一般汽水管道，c2=0；对于磨损或 腐蚀较严重的管道，如果估计到管子在使用中磨损或腐蚀速度超过0.05mm/a,则c2应为运行年限内的总磨蚀量。
对高压加热器疏水、锅炉补给水、锅炉排污、工业水、给水再循环等管道,还可适当增加壁厚。
第三章 管道附件的选择
第一节 一 般 规 定
第3.1条?管道附件应根据系统和布置的要求，按公称通径、设计参数、介 质种类进行选择。管道零件及部件应尽量采用典型元件，当需要采用非典型元件 时，可按附录二所列方法进行计算。选择附件时，还应注意减少品种和规格。
第3.2条?管子及附件的连接应尽量采用焊接方式。
丝扣连接的方式一般只用在设计压力不大于16kgf/cm２，设计温度不大于 200℃的水、煤气输送钢管上。
第二节 选 择 原 则
第3.3条?法兰组件
对于设计温度300℃及以下且pg≤25的管道，选用平焊法兰；对于设计温 度大于300℃或pg≥40的管道，选用对焊法兰。
在选配法兰时，除应核对接口法兰的尺寸外，还应保证所选用的法兰厚度不 小于连接管道公称压力下的法兰厚度。
设计压力140kgf/cm２及以上，或设计温度540℃及以上的管道，一般采用 焊接式流量测量装置；其他参数的管道可采用法兰式流量测量装置。
第3.4条?弯管及弯头pg＞64的管道，一般采用弯管(包括火煨弯管、中频 弯管和冷弯弯管)。弯管的弯曲半径一般按表３-1取用，当壁厚有裕量时，可适 当减少。当弯曲半径小于表3-1所列数值时，弯管的壁厚一般按附录二计算。
表 3-1 弯管的弯曲半径R
pg≤64的碳素钢管道，一般采用热压弯头。热压弯头弯曲半径按压力等级 取值如下,
pg＞100时， R=2Dw；
p55.539.1、p55.529.4、p55.527.6时， R=1.5Dw；
pg100、pg64、pg40时， R=1.5Dg；
pg≤25时， R=Dg+50。
焊接弯管一般用在pg≤16的管道上，其弯曲半径为Dg+50mm。
弯管(弯头)的 壁厚计算一般按附录二进行。
第3.5条?大小头
钢板焊制大小头一般用在pg≤25的管道上；钢管模压大小头一般用在pg≥ 40的管道上。
大小头的壁厚计算一般按附录二进行。
第3.6条?三通
三通应根据压力等级按下列原则选择,
1.p55.5170、p54170、p55.5、p54140，一般采用热压三通、锻制三通，也 可采用厚壁加强焊制三通。
2.p54100、p2384、p2430、p26.5280，一般采用热压三通、锻制三通和厚壁 加强焊制三通，也可采用单筋加强焊制三通。
3.p55.539.1、p55.529.4、p5427.6，可采用蝶式加强焊制三通。
4.pg100、pg64，一般采用厚壁加强焊制三通，也可采用单筋加强焊制 三通。
5.pg40，一般采用单筋加强焊制三通，口径较大者可采用蝶式加强焊制三 通。
6.直插和接管座应按《汽水管道零件及部件典型设计》选用。
主管上未加强开孔的最大允许直径可按附录二所列公式计算。当实际需要的 开孔直径大于最大允许直径时，应进行适当补强。
第3.7条?封头和堵头
应尽量采用椭球形封头和球形封头。pg≥40的管道也可采用对焊堵头； pg≤25的管道可采用平焊堵头、带加强筋焊接堵头或锥形封头。封头和堵头的 计算可按附录二进行。
第3.8条?堵板和孔板
夹在两个法兰之间的堵板，应采用回转堵板或中间堵板。节流孔板可采用焊 接或法兰连接。
堵板及孔板的计算可按附录二进行。
第3.9条?波型补偿器
波型补偿器包括波纹管补偿器和焊制波形补偿器，应按《汽水管道零件及部 件典型设计》选用。焊制波形补偿器只能用在设计压力不超过7kgf/cm２，温度 不大于300℃的管道上。
第3.10条?阀门
阀门的选择应满足汽水系统关断、调节和保证安全运行的要求，同时照顾到 布置设计的需要。阀门型式，应根据阀门的结构、制造特点和安装、运行、检修 的要求来选择。对有特殊要求的阀门，可采用公称压力级别较高的阀门，如与高 压除氧器和给水箱直接相连的管道阀门及给水泵进口阀门，均应选用铸钢阀门。
一、闸阀。用作关断，一般不作流量或压力调节用。
双闸板闸阀宜装于水平管道上，阀杆垂直向上。单闸板闸阀可装于任意位置 管道上。
对要求流阻较小或介质在两个方向流动时，一般选用闸阀。
二、截止阀。用作关断，一般不作流量或压力调节用。当要求严密性较高 时，一般选用截止阀。可装于任意位置的管道上。
三、球阀。用作关断。当要求迅速关断或开启时，可选用球阀。可装于任意 位置的管道上，但带传动机构的球阀应直立安装。
四、调节阀。应根据使用目的、调节方式和调节范围选用，不应作关断用。
当调整参数无严格要求时，也可用截止阀或闸阀代用，但该阀不再起关断作 用。
当调节幅度小且不要经常调节时，在下列管道上可用截止阀或闸阀兼作关断 和调节用,
(1)设计压力不大于16kgf/cm２的水管道；
(2)设计压力不大于10kgf/cm２的蒸汽管道。
五、止回阀。升降式垂直瓣止回阀应装在垂直管道上；升降式水平瓣止回阀 和旋启式止回阀一般安装于水平管道上。底阀应装在水泵的垂直吸入管端。
六、疏水阀(疏水器)。宜采用热动力式和脉冲式疏水阀，并应装在水平管道 上。其容量应根据疏水量、选用倍率和制造厂提供的“不同压差下的最大连续排 水量表”进行选择。单阀容量不足时，可并联使用。
七、蝶阀。一般用于全开、全关，也可作调节用。
八、安全阀。装于管道上的安全阀，其规格和数量，应根据排放介质的流量 和参数，按附录二计算后选择。
在水管道上，应采用微启式安全阀；在蒸汽管道上，可根据所需排放量的大 小，采用全启式或微启式安全阀。布置安全阀时，必须使阀杆垂直向上。
九、具有下列情况之一的关断阀，如制造厂不带旁通阀时，一般需要装设旁 通阀,
1.蒸汽管道启动暖管需要先开旁通阀预热时。
2.汽轮机自动主汽阀前的主闸阀。
3.对于截止阀，介质作用在门心盘上的力超过5000kgf按法定计量单位，力 的单位为N(牛顿)。1N=0.102kgf。以下同此时。
4.对于手动闸阀,
当pg≤10， Dg≥600；
pg16， Dg≥450；
pg25， Dg≥350；
pg40， Dg≥250；
pg64， Dg≥200；
pg100， Dg≥150；
pg≥200， Dg≥100时。
关断阀的旁通阀通径，一般可按表3-2选用。
表3-2 旁通阀选用表,
汽轮机自动主汽阀前主闸阀的旁通阀通径，就应根据启动或试验选用。
十、在下列情况下工作的阀门，应装设电力传动装置,
1.按生产过程的要求，必须采用电动操作时；
2.阀门装设在手动远方难以实现的地方，或在必须在两个以上的地方操作 时；
3.扭转力矩较大，不便于手动操作，开关阀门需要较长的时间或启闭较频繁 时。
第3.11条?阀门传动装置
一、阀门传动装置各组件应根据阀门和操作器的布置、阀门的扭矩，按典型 设计选用。
阀门手轮上的启闭扭矩应以制造厂提供的数据为准。当缺乏数据时，可参照 附录二选用。
二、传动装置的连杆，一般用水、煤气输送钢管制成，并应具有足够的刚 度，其扭转角不应超过0.05rad。所需连杆横断面的轴惯性矩应满足下列条件,
J≥0.13Mmaxl (3-1)
式中J——连杆横断面的轴惯性矩(cm４)；
Mmax——连杆承受的最大扭矩(kgf·m)；
l——根连杆的长度(m)，一般不超过4m。
为满足被传动阀门手轮的升降和万向接头转动的灵活，以及吸收管道(包括设 备)与传动装置接头处的位移，应在传动连杆上装设补偿器。
三、在下列情况下应采用换向器,
1.当由操作部件至被操作的阀门或至第二个部件的距离太远，且不能用一根 连杆时。
2.当传动部件沿直线连接有困难而必须转向时。
万向接头最大允许的变换方向为30°，齿轮(蜗轮)换向器允许的变换方向为 90°。
四、拉链传动可用在操作较少且难以装设连杆传动装置的＜25且Dg200 以下的阀门上。当采用拉链传动时，在阀门手轮上必须有防止拉链脱落的装置。
第三节 附 件 材 料
第3.12条?弯管、弯头、大小头、三通、封头、堵头的材料一般按表1-1选 用，并应尽量与所连接的管材一致。
第3.13条?焊制波形补偿器的半波节可采用15号钢、20号钢；搭圈可采用 10号钢、20号钢；套管和疏水管可采用A3F。
波纹管补偿器的波纹管材料，当公称压力pg≤16时，一般采用08F；参数 较高或有特殊要求时，可采用1Cr18Ni9Ti。
第3.14条?法兰组件的材料，应根据管道的设计参数按表3-3选用。
表3-3 法兰组件材料
第四章 管道及附件的布置
第一节 管 道 布 置
第4.1条?管道布置应结合主厂房土建结构及设备布置情况进行，管道走向 一般与厂房轴线一致。
在水平管道交叉较多的地区，一般按管道的走向，划定纵横走向的标高范 围,将管道分层布置。
管道布置一般不应让介质的主流在三通内变换方向。
第4.2条?管道布置应尽量避免管系中由于刚度较大或应力较低部分的弹性 转移而产生局部区域的应变集中。例如,
(1)小管与大管或与较硬管子连接，而此小管具有较高的应力；
(2)局部缩小管道断面尺寸或局部采用性能较差的材料；
(3)管系中的极小部分远离推力线，使这小部分管道吸收大部分应变。
如果上述情况不能避免，应采用合理的限位装置或冷紧等措施，以缓和弹性 转移现象。
当管道中有阀门时，应注意阀门关闭工况下，两侧管段温度差别对管段刚性 的影响。
第4.3条?主蒸汽管道、再热蒸汽管道和背压机组的排汽管道，当其根数为 偶数时，应尽量采用对称式布置。
第4.4条?当蒸汽管道及其他热管道布置在油管道的阀门、法兰或可能漏油 的部位时，一般将热管道置于油管道上方。当需布置在油管道下面时，油管道与 热管道之间，应采取可靠的隔离措施。
第4.5条?管道与墙、梁、柱及设备之间的净空距离，应符合下列规定,
不保温的管道：管子外壁与墙之间的净空距离不小于200mm。
保温的管道：保温表面与墙之间的净空距离不小于150mm。
管道与梁、柱、设备之间的局部距离，可按管道与墙之间的净空距离减少 50mm。
第4.6条?布置在地面(或楼面、平台)上的管道与地面之间的净空距离，应符 合下列规定,
不保温的管道：管子外壁与地面的净空距离，不小于350mm。
保温的管道：保温表面与地面的净空距离，不小于300mm。
管子靠地面侧没有焊接要求时，上述净空距离可适当减小。
第4.7条?对于平行布置的管道，两根管道之间的净空距离，应符合下列规 定,
不保温的管道：两管外壁之间的净空距离，不小于200mm。
保温的管道：两管保温表面之间的净空距离，不小于150mm。
此外，还应保证支吊架的生根结构、拉杆与管子保温层不致相碰。
第4.8条?当管道有径向位移(例如热伸长和冷紧)时，第4-5、4-7条规定的 各种间距应在考虑管道位移后，还不小于50mm。
第4.9条?管道跨越各类通道的净空距离，应考虑管道位移影响，并符合下 列规定,
当管道横跨人行通道上空时，管子外表面或保温表面与通道地面(或楼面)之 间的净空距离，应不小于2000mm。当通道需要运送设备时，其净空距离必须 满足设备运送的要求。
图4-1 管道横跨扶梯上空时的净空要求
当管道横跨扶梯上空时(见图4-1)，管子外表面或保温表面至管道正下方踏 步的距离应不小于2000mm，至扶梯倾斜面的垂直距离h，应根据扶梯倾斜角θ 的不同，分别不小于下列数值,
θ45°50°55°60°65°
h(mm)18001700160015001400
当管道在直爬梯的前方横越时，管子外表面或保温表面与直爬梯垂直面之间 净空距离，应不小于750mm。
第4.10条?排汽管道出口喷出的扩散汽流，不应危及工作人员和邻近设施。 排汽口离屋面(或楼面、平台)的高度，一般不小于2500mm。
第4.11条?水平管道的安装坡度，应根据疏放水的要求确定，并应考虑管道 受热膨胀和安装冷紧对坡度的影响。此时，蒸汽管道的膨胀量按设计压力下的饱 和温度计算。
各类管道的最小疏放水坡度，一般不小于下列数值(当支吊架间距内挠度不 大于间距的0.0005时),
蒸汽管道,
温度小于450℃时 0.002
温度大于和等于450℃时 0.004
水管道 0.002
疏水、排污管道 0.003
自流管道 0.003～0.005
各类母管 0.001～0.002
蒸汽管道的坡度方向，一般与汽流方向一致。
第4.12条?弯管两端应有直管段，其长度不小于管子外径，且不小于100mm。
图4-2
图4-3 阀门井
l1—阀门长度；ld—阀门中心
线至开启后门杆(或手轮)顶端的长度
第4.13条?地沟内管道应尽量采用单层布置。当采用多层布置时，一般将小 管或压力高的、阀门多的管道布置在上面。
第4.14条?地沟内布置的管道，各种间距应符合下列规定(图4-2)：不保温 的管道,
管子外壁至沟壁的净空距离100～150mm；
管子外壁至沟底的净空距离不小于200mm；
相邻两管外壁之间的净空距离，垂直方向不小于150mm，水平方向不小 于100mm。
保温的管道：上述净空距离可适当加大，使保温后的净空距离不小于50 mm。
多层布置时，上层管道应有一个不小于400mm的水平间距。
第4.15条?地沟内阀门(或法兰)附近，必要时可设置阀门井。阀门井的尺 寸，可参照图4-3选取。
第二节 附 件 布 置
第4.16条?两个成型附件相连接时，一般装设一段直管，其长度可按下列规 定选用,
对于Dg≥150的管道，不小于200mm；
对于Dg＜150的管道，不小于100mm；
当直管段内有支吊架或疏水管接头时，还应根据需要适当加长。
第4.17条?在三通附近装设大小头时，在汇流三通情况下，大小头应布置在 汇流前的管段上；在分流三通情况下，大小头应布置在分流后的管段上。
水泵进口水平管道上的偏心大小头，应采用偏心向下布置。
第4.18条?阀门应尽量布置在便于操作、维护和检修的地方。重型阀门和较 大的焊接式阀门，一般布置在水平管道上，且门杆垂直向上。重型阀门还应考虑 必要的起吊设施。
对于法兰连接的阀门或铸铁阀门，应布置在补偿弯矩较小处。
水平布置的阀门，门杆不得朝下。
地沟内的阀门，当不妨碍地面通行时，门杆可露出地面，操作手轮一般高出 地面150mm以上。否则，应考虑简便的操作措施。
图 4-4
第4.19条?布置在垂直管段上直接操作的阀门，操作手轮中心距地面(或楼 面、平台)的高度，一般为1300mm(见图4-4)。
平台外侧直接操作的阀门，操作手轮中心(对于呈水平布置的手轮)或手轮平 面(对于呈垂直布置的手轮)离开平台的距离，不宜大于300mm(见图4-4)。
任何直接操作的阀门手轮边缘，其周围至少应保持有150mm的净空距离。
第4.20条?当阀门不能在地面或楼面进行操作时，应装设阀门传动装置或操 作平台。传动装置的操作手轮座，应布置在不妨碍通行的地方，并且万向接头的 偏转角不应超过30°，连杆长度不应超过4m。
第4.21条?介质温度为500℃及以上的每条主蒸汽和高温再热蒸汽管道，应 装设蠕变监察段。其位置应在靠近过热器或再热器出口联箱的水平管段上。每条 管道除监察段外，还应装设3～6组蠕变测点。
蠕变监察段的长度，应不小于4500mm。所用钢管原长度应不小于5100～ 5500mm，并且必须挑选实际壁厚负偏差最大的同牌号管段。设计开列材料时,应有相同长度的备用管段。
每组测点的数量视管径而定。当Dg≥350时，同一圆周上装8个测点；当 Dg＜350时，一般装4个测点。
在蠕变监察段上，严禁装设支吊架和各种接管座。
对于蠕变测点的外表面，应有保证其光洁的措施。保温层应设计成活动式的 结构。
蠕变监察段处应有测量平台。
第4.22条?在介质温度为450℃及以上的主蒸汽和再热蒸汽管道上，一般装 设位移指示器。其装设位置必须在能确切反映管道补偿状况或支吊架工作状况的 地方。指示板装设位置及方向，应便于安装和检查。
第4.23条?流量测量装置(测量孔板或喷嘴)前后应有一定长度的直管段。装 置前不应小于管子内径的20倍，装置后不应小于管子内径的6倍。当布置无法 满足上述要求时，最小不得小于10倍(装置前)和3倍(装置后)。
流量测量装置应装设在便于维修的地方，必要时可设置维修平台。
在流量测量装置前后允许的最小直管段长度内，不宜装设疏水管或其他接管 座。
第三节 管道的补偿
第4.24条?应充分利用管道本身柔性来补偿管道的热伸长。当自补偿不能满 足要求时，必须增设补偿器。
当采用波型补偿器时，可利用补偿器的轴向变形来吸收直管段的热伸长，也 可利用补偿器的弯曲变形组成绞链式补偿装置来吸收管道径向的热伸长量。
在锅炉安全阀排汽管上，可采用套筒式补偿器和疏水盘。
第4.25条?采用自补偿及П型补偿器的管道，管道应力应按照《火力发电厂 汽水管道应力计算技术规定SDGJ6—78》此技术规定的新版本为SDGJ6— 90。进行计算。
第4.26条?同一规格管子、两端固定、中间无限位支吊点、无分支的管道,其自补偿能力是否满足要求，可按下式初步判别,
(4-1)
式中 Dg——管子公称通径(mm)；
Δ——管道三个方向热伸长量的向量和(cm)；
L——管道展开长度(m)；
U——两固定点间的直线距离(m)。
第4.27条?仅承受轴向热伸长的波型补偿器所需组数，按下式计算,
(4-2)
式中 n——需要的补偿器组数；
——补偿器承受的热伸长量(mm)；
——在50%的冷紧条件下，一组补偿器允许的最大位移量(mm)。
焊制波形补偿器通常由单波、双波或三波组成。当所需波节数超过三个时,应采用多组补偿器，此时相邻两组补偿器之间，都应装设一个固定支架。
波型补偿器承受轴向位移时产生的推力，按下式计算。
(4-3)
式中 NZ——补偿器产生的轴向推力(kgf)；
Nnyh——波节环面上的内压推力(kgf)；
Ntx——补偿器的弹性推力(kgf)。
补偿器受压缩时取“+”号，补偿器受拉伸时取“-”号。
当管道设计压力和计算位移量与选用的波型补偿器的设计计算取值不一致 时，可按下列公式修正,
(4-4)
(4-5)
式中N抧yh——波型补偿器设计波节环面上的内压推力(kgf)；
N抰x——波型补偿器设计弹性推力(kgf)；
p——管道设计压力(kgf/cm２)；
p挕ㄐ筒钩テ鞅旧淼纳杓蒲沽 (kgf/cm２)；
——补偿器承受的热伸长量(mm)；
Δ搈ax——不冷紧情况下，波型补偿器设计的允许最大位移量(mm)，Δ搈ax =Δmax/2。
在计算固定点推力时，还应根据管道布置情况(例如是否装有阀门、弯头,堵头等)考虑介质压力作用在管道断面上的影响。
图4-５
第4.28条?当波型补偿器所产生的轴向推力较大，土建结构不允许时，应装 设跨桥装置。跨桥与土建结构只允许有一个固定点。跨桥断面上的允许应力，一 般取3～5kgf/mm２。考虑到跨桥本身也有热伸长(一般取管道热伸长值的 15%)，因此波型补偿器所需的组数按下式计算,
(4-6)
第4.29条?当采用单绞链式波型补偿装置来吸收管道的径向位移(图4-5)时,在波型补偿器不承受轴向位移的情况下，按下列公式计算,
补偿装置所能承受的最大径向位移量,
(4-7)
补偿装置两端的径向推力,
(4-8)
补偿装置两端的弯矩,
(4-9)
式中Δj——补偿装置所能承受的最大径向位移量(mm)；
Nj——补偿装置两端的径向推力(kgf)；
M——补偿装置两端的弯矩(kgf·m)；
nb——补偿器的波节数；
Dp——波型补偿器波节的平均直径(mm)；
l——波型补偿器长度(mm)；
Δ抦ax——在不冷紧的条件下每个波节允许的最大轴向位移量(mm),
；
Δ抝——补偿装置承受的径向位移计算值(mm)；
K——补偿器一个波节的刚度(kgf/mm),，其中R为整个 波型补偿器的刚度。
第4.30条?当采用双铰链式波型补偿装置来吸收管道的径向位移时，在波型 补偿器不承受轴向位移的情况下，按下列公式计算(见图4-６)。
补偿装置所能承受的最大径向位移量,
图 4-6
(4-10)
补偿装置两端的径向推力,
(4-11)
补偿装置两端的弯矩
(4-12)
图 4-7
式中 Ib——中间管段加波型补偿器的总长度(mm)；
nb——一组波型补偿器的波节数；
β——系数，与值有关，可由图4-7的曲线查得。
第4.31条?当铰链式波型补偿装置同时承受径向位移和轴向位移时，其所能 承受的最大径向位移量，按下列公式计算,
对于单铰链式波型补偿装置,
(4-13)
对于双铰链式波型补偿装置,
(4-14)
式中 Δz——铰链式波型补偿装置上承受的轴向位移(mm)。
补偿装置两端的轴向推力、径向推力和弯矩，根据所加给补偿装置的轴向位 移和径向位移，分别按式(4-３)、(4-8)、(4-9)、(4-11)、(4-12)计算。
第4.32条?铰链补偿装置的冷紧值，应根据管道径向和轴向热伸长的具体情 况综合考虑。
对于只承受管道径向位移的铰链式补偿装置，冷紧一般在补偿器直径方向的 管道上进行。冷紧值为该补偿装置拟承受的径向位移的50%。
铰链式补偿装置也可进行轴向冷紧，但应同时考虑其对承受径向位移能力的 影响。
第四节 管道的冷紧
第4.33条?对于蠕变条件下(碳钢380℃及以上，低合金钢和高铬钢420℃ 及以上)工作的管道，应进行冷紧，冷紧比(即冷紧值与全补偿值之比)不小于 0.7；对于其他管道，当热伸长较大和需要减少对设备的推力和力矩时，宜进行 冷紧，冷紧比一般采用0.5。
对于多分支管道，各分支的冷紧值应根据节点位移情况和各分支的柔度决 定。
第4.34条?当计算管道对设备(或固定点)的推力时，冷紧的有效系数取用,
对于热状态2/3
对于冷状态1
第4.35条?冷紧口一般选在便于施工(如靠近平台、梁柱等)和管道弯矩较小 处。
第五章 水 力 计 算
第一节 一 般 规 定
第5.1条?管道水力计算的任务是在已知管道直径和布置的情况下，根据给 定的介质流量计算管道的压降，或根据给定的压降验算管道的通流能力。
第5.2条?计算管道压降时，应考虑10%的富裕量。
第5.3条?管道摩擦系数应按下式计算,
(5-1)
式中 kd——管子的等值粗糙度(m)。
汽水管道的等值粗糙度(包括焊口的阻力损失)应按下列原则采用,
正常条件下工作的无缝钢管kd=0.2×10-3m
正常条件下工作的焊接钢管kd=0.3×10-3m
高腐蚀条件下工作的管道(排汽管、疏水管、溢流管)
kd=(0.55～0.65)×１０-3m。
第5.4条?管道总阻力系数应按下式计算,
(5-2)
式中 ξz——管道总阻力系数；
λ——管道摩擦系数；
Dn——管子内径(m)；
L——管道总展开长度(包括附件长度)(m)；
——管道总局部阻力系数。
常用附件的局部阻力系数列于附录三。
第5.5条?在两条阻力不同而管径相同的并联管道中，介质流量的分配应按 下式计算,
(5-3)
式中G1，G2——第一条和第二条支管的介质流量(t/h)；
，——第一条和第二条支管的总阻力系数。
第5.6条?当两条支管的管径不同时，应采用下式折算到要计算的相同管径 的总阻力系数,
(5-4)
第二节 介质比容变化不大的管道
第5.7条?本节适用于未沸腾的水管道及管道终端与始端的介质比容比不大 于1.6和压降不大于初压40%的蒸汽管道。
第5.8条?管内介质的流速和质量流速应分别按下列公式计算,
(5-5)
(5-6)
式中 w——管内介质的流速(m/s)；
m——管内介质的质量流速〔kg/(m２·s)〕；
G——管内介质的质量流量(t/h)；
v——管内介质的比容(m3/kg)。
第5.9条?管内介质的动压力应按下式计算,
(5-7)
或 (5-8)
式中 pd——管内介质的动压力(kgf/cm２)；
gc——单位换算常数，取9.81kg·m/(kgf·s２)。
第5.10条?水管道的终端压力应按下式计算,
(5-9)
式中 p2——管道终端压力(kgf/cm２ )；
p1——管道始端压力(kgf/cm２ )；
H1-H1——管道终端与始端的高差(m)；
g——重力加速度(m/s２)，取9.81。
第5.11条?蒸汽管道的计算,
一、管道终端压力应按下式计算,
(5-10)
式中pd1——管道始端动压力，以始端条件按式(5-7)或式(5-8)计算(kgf/cm２)。
当ξz＜0.03～0.04时，管道终端压力可简化为式计算,
(5-11)
二、管道终端与始端的介质比容比应按下式计算,
(5-12)
式中 β——管道终端与始端介质比容比,
α——管道始端与终端介质压力比,
n——系数，
其中k——蒸汽绝热指数。对于过热蒸汽，k取1.3；对于饱和蒸汽，k按 图5-1取用。
按图 5-1 饱和蒸汽的绝热指数
1—干度X=1；2—干度X=0.9
当＜0.01且α＜1.2时，取β=α。
第5.12条?当所计算的管道由不同的质量流速(即管径或流量不同)组成时,可按不同的质量流速分段顺序计算，每个局部变换后管道的始端压力应考虑局部 变换处(大小头或三通)动压力的改变。
对于局部变换后与变换前的介质质量流速比＜1、变换前介质动压 力与静压力之比c=＜0.05，或a＞1，c＜0.03的蒸汽管道，变换后 管道的始端参数，应按下列公式计算,
一、动压力,
(5-13)
式中 pdb——局部变换后管道始端b的动压力(kgf/cm２)；
pda——局部变换前管道终端a的动压力(kgf/cm２)；
pa——局部变换前管道终端a的静压力(kgf/cm２)；
a——局部变换后与变换前的介质质量流速之比。
二、静压力,
(5-14)
式中pb——局部变换后管道始端b的静压力(kgf/cm２)；
ξpd——局部变换处的压力降(kgf/cm２)。
三、比容,
(5-15)
式中——局部变换后管道始端b的蒸汽比容(m３/kg)；
mb——局部变换后管道始端b的介质质量流速〔kg/(m２·s)〕。
第三节 介质比容变化大的管道
第5.13条?本节适用于管道终端和始端的介质比容比大于1.6，或压降大于 初压40%的蒸汽管道。
第5.14条?计算前应按临界压力或临界比容比判别管道内蒸汽的流动特性 (亚临界流动或临界流动)。
一、按临界压力判别,
当已知始端参数(p１v１)，质量流速(m)，和末端空间压力(p′)时，临界压 力(plj)应按下式计算,
(5-16)
式中 plj——临界压力(kgf/cm２)；
p0——始端滞止压力(kgf/cm２)；
——始端滞止比容(m３/kg)；
A——系数，,
对于过热蒸汽 k=1.3，A=333；
对于干饱和蒸汽 k=1.08～1.135，A=320～323。
始端滞止参数应按下式计算,
(5-17)
当计算锅炉安全门排汽管道时，始端动压力≈0，此时滞止参数 ≈。
根据以上计算结果，按下列方法判别,
(1)plj＜p′，则管内蒸汽为亚临界流动；
(2)plj≥p′，则管内蒸汽为临界流动。
二、按临界比容比判别,
当已知始端参数()，质量流速(m)和总阻力系数(ξz)时，应先按下式 算出管道终端和始端的介质比容之比,
(5-18)
式中 β——管道终端和始端的介质比容之比。
当k=1.3时，上式可简化成
(5-18′)
再按下式算出介质的临界比容与始端比容之比,
(5-19)
式中 ——介质的临界比容与始端比容之比，也可由附图3-2查出。
当k=1.3时，上式可简化成
(5-9′)
根据以上计算结果，按下列方法判别,
(1)β＜βlj，管内蒸汽为亚临界流动；
(2)β=βlj，管内蒸汽为临界流动；
(3)β＞βlj，表示给出的条件不成立，即在给定的始端参数和总阻力系数 下，达不到给定的质量流速值。
第5.15条?亚临界流动的蒸汽管道，应按下列公式计算,
一、管道终端压力,
(5-20)
式中 ——管道终端压力(kgf/cm２)。
当k=1.3时，上式可简化成
(5-20′)
二、管内介质质量流速,
(5-21)
式中 m——管内介质质量流速〔kg/(m２·s)〕；
σ——相对于平均速度的入口与出口的动压力系数之差。
(5-22)
当k=1.3时，上式可简化成
(5-22′)
式中β值可先按下列近似公式计算,
或 (5-23)
式中 αlj——管道始端介质压力与临界压力之比。
当k=1.3时，上式可近似为
(5-24)
用近似的β值按公式(5-21)求出近似质量流速m，再按下式计算管道终端介 质比容,
(5-25)
当k=1.3时，上式可简化成
(5-25′)
最后按v2/v1=β计算出正确的β值，并代入公式(5-21)修正m值。
第5.16条?管道质量流速不同时，管内压降应按质量流速分段计算。局部 变换后管道始端蒸汽参数应分别按下列公式计算,
一、蒸汽比容,
(5-26)
式中 ——局部变换后管道始端b的介质比容(m3/kg)；
——局部变换前管道终端a的介质比容(m3/kg)；
β——局部变换后管道始端与局部变换前管道终端的介质比容之比，应按 下式计算,
当k=1.3时，上式可简化成
(5-27)
式中 c——管道局部变换前介质动压力与静压力之比。
a2，c与β的关系亦可按附图3-1查出。
二、蒸汽压力： (5-28)
三、蒸汽动压力： (5-29)
第5.17条?当计算由不同通流面积管段所组成的管道通流能力时，应按公式 (5-21)反复计算，但第一次近似计算时，公式中的ξz和σ应按下列公式分别加 以折算,
(5-30)
式中ξ1，ξ2…——各管段的阻力系数；
a1，a2…aN——各管段的折算系数,
N2，其中Dn为计算管道的内径，D1，D2…DN为各管段的内径。
(5-31)
当k=1.3时，上式可简化成,
(5-32)
式中 ab——比容增大附加阻力的折算系数,
将近似值σ′+ξ′z代入公式(5-21)计算出一个近似质量流速，再按管段 逐步计算出相应的终点参数p 2及β′值，最后按下式计算出较精确的阻力值,
(5-33)
将计算出的+σ值代入公式(5-21)中，即可计算出较精确的质量流速 值。
第5.18条?临界流动的蒸汽管道应按下列公式计算,
一、管道的始端压力,
5-34)
式中 p1——管道始端压力(kgf/cm2)。
当k=1.3时，上式可简化成
(5-34 )
二、管内介质的临界质量流速,
(5-35)
式中 mlj——管内介质的临界质量流速［kg/(m2·s)］。
三、管内介质的临界流速,
(5-36)
或 (5-37)
式中 ——管内介质的临界流速(m/s)；
——管内介质的临界比容(m3/kg)。
四、管内介质的临界动压力,
(5-38)
式中pdl——管内介质的临界动压力(kgf/cm2)。
五、管道临界压力比,
(5-39)
alj值也可由附图3-2查出。
六、蒸汽经孔洞流出时，临界压力只由始端滞止压力决定,
对过热蒸汽，k=1.3时，plj=0.546p0(kgf/cm2)；
对干饱和蒸汽，k=1.135～1.08时，plj=0.58p0～0.59p0(kgf/cm2)。
临界质量流速应按下列公式计算,
对过热蒸汽，k=1.3时
(5-40)
式中 μ——流量系数，取0.65。
对干饱和蒸汽，k=1.135时
(5-40 )
七、蒸汽在通过大小头向大直径管道流动时，有时也能达到临界流速。
大小头变换后始端的全压应大于或等于后段管子阻力和管子末端背压所形成 的压头加上相应于较大直径的大小头的阻力所形成的压头之和。
(5-41)
式中p ——后段管子阻力和管子末端背压所形成的压头(kgf/cm2)；
——相应于较大直径的大小头的阻力系数,
其中，为由附录三查出的大小头阻力系数；为大小头的小头内径(m)。
当过热蒸汽以临界流速由管端流出，且质量流速比a＜0.7时，应满足下列 条件,
(5-42)
对于干饱和蒸汽以临界流速由管端流出时，应满足下列条件,
(5-43)
式中 pa——较小直径管子末端的压力(kgf/cm2)。
第四节 两相流体的管道
第5.19条?本节适用于介质为沸水和压力损失较大的高压饱和蒸汽两相流体 的管道，主要是确定管道的通流能力。
第5.20条?管内介质的质量流速应按下式计算,
(5-44)
式中 m——管内介质质量流速〔kg/(cm2·s)〕；
ρ——管内介质密度，ρ=1v(kg/m3)；
dp——管内介质压力的变化(kgf/cm2)；
dH——管道轴线标高的变化(m)；
脚标1——管道始端参数；
脚标2——管道终端参数。
在计算饱和蒸汽管道时，项可不考虑。
当管内介质排出速度w2=mv2＜120m/s时，项可不考虑。
一、值应按下列方法计算,
1.将p1和p2的压力范围分为相当数量的间隔：pIpI，pIpII，pIpIII…。并在这 些中间压力下确定介质比重，，，…。
2.任一点压力pn下的计算干度,
式中 il——始端焓值(kcal/kg*);
按法定计量单位，热量和能量的单位用J(焦耳)或kJ。焓用kJ/kg。 1kcal=4.1868kJ，1kcal／kg=4.1868kJ/kg。以下同此。)；
in和rn——在压力Pn下饱和水的焓和汽化潜热(kcl/kg)。
3.n点汽水混合物的比容,
式中 、——在压力pn下饱和蒸汽和饱和水的比容(m3/kg)。
4.值应按下式计算,
(5-45)
二、应按下式计算,
(5-46)
式中 ——因速度增加比容变化而引起的积分修正值(kg·kgf/m5)；
r——介质汽化潜热(kcal/kg)；
脚标p——平均压力时的参数。
在计算中对沸水的和4.6lgβ值可查附图3-3和附图3-4；对饱和蒸汽 可查附图3-5和附图3-6。
三、值应按下列方法计算,
1.近似计算,
(5-47)
式中 H1和H2——垂直管段始、末端的标高(m)；
——垂直管段中沸水的平均密度，其数值可按下列方法选取,
当p1≥100ata时，ρp =0.85ρ1；
p1=45ata时，ρp =0.9ρ1；
p1≤10ata时，ρp =ρ1。
2.较精确计算,
(1)首先查附图3-8，确定管内介质质量流速(m)。
(2)再按下式用试算法计算垂直管段末端的介质密度值,
(5-48)
先假定垂直管段末端的压力变化范围，计算出各压力下所对应的沸水密度ρ (见附表3-19)，作辅助曲线A=104，B=A+和C=( +4.6lgβ)。B和C线交点下的压力即为垂直管段末端压力pm，如pm在所假 定的压力范围内，用内插法求出管段末端介质密度pm值，代入下式计算,
(5-49)
第5.21条?管内介质的临界质量流速应按下列方法计算,
一、近似计算,
(5-50)
式中 q——系数，由附图3-9、附图3-10和附图3-11查取。
二、较精确计算,
(5-51)
式中Δp——管道终端压力p2(plj)与“水蒸汽热力学性质表”中最近压力级的差值 (plj的2%～5%)(kgf/cm２)；
Δv——在Δp范围内按等熵膨胀所得的比容增量(m３/kg)；
Δv按下式计算,
(5-52)
式中 和——压力为plj时的饱和蒸汽和饱和水的比容(m３/kg)；
△和△——压力为plj-Δp时的饱和蒸汽和饱和水的比容(m3/kg)；
Δx——在等熵膨胀条件下蒸汽的干度变量；
x——压力为plj时的干度。
x值按下式计算,
(5-53)
式中 m——介质质量流速(在计算时应先假定)〔kg/(m２·s)〕；
i1——始端焓值(kcal/kg)；
in——在压力为plj时的饱和水焓(kcal/kg)；
r——在压力为plj时的汽化潜热(kcal/kg)。
式中已考虑了随速度增加而焓值降低的影响。
Δx值按下式计算,
(5-54)
式中s〃Δ和s＇Δ——压力为plj-Δp时饱和蒸汽和饱和水的熵kcal/(kg·℃)；
s〃和s＇——压力为plj时饱和蒸汽和饱和水的熵kcal/(kg·℃)。
