管道应力分析的基础知识

管道应力分析基础理论

管道应力分析主要包括三方面内容：正确建立模型、真实地描述边界条件、正确地分析计算结果。所谓建立模型就是将所分析管系的力学模型按一定形式离散化，简化为程序所要求的数学模型，模型的真实与否是做好应力分析的前提条件。应力分析的根本问题就是边界条件问题，而体现在工程问题上就是约束（支架 ）、管口等具体问题的模拟，真实地描述这些边界条件，才能得到正确的计算结果。要想能够熟练而正确地分析结果，首先会正确设计支吊架，有一定的相关理论知识如工程力学，流体力学，化工设备及机械等，另外需在一定时间内不断摸索，总结出规律性的问题。

第一章 管道应力分析有关内容

1.1 管道应力分析的目的

进行管道应力分析的问题很多CAESARII解决的问题主要有：

1、使管道各处的应力水平在规范允许的范围内。

2、使与设备相连的管口载荷符合制造商或公认的标准（如NEMASM23，API610 API617等标准）规定的受力条件。

3、使与管道相连的容器处局部应力保持在ASME第八部分许用应力范围内。

4、计算出各约束处所受的载荷。

5、确定各种工况下管道的位移。

6、解决管道动力学问题，如机械振动、水锤、地震、减压阀泄放等。

7、帮助配管设计人员对管系进行优化设计。

1.2 管道所受应力分类

1.2.1 基本应力定义

轴向应力（Axial stress）：

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＝FAX/Am

其中 SL＝轴向应力MPa

FAX＝横截面上的内力N

Am＝ 管壁横截面积mm2=π（do2-di2)/4

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。

弯曲应力（bending stress）：

由法向量垂直于管道轴线的力矩产生的轴向正应力。

SL=Mbc/I

其中：

Mb=作用在管道截面上的弯矩N.m

C－从管道截面中性轴到所在点的距离mm

I－管道横截面的惯性矩mm4=π(do4－dl4）/64

当C达到最大值时，弯曲应力最大

Smax=MbR0/I= Mb/Z

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] 之内。

周向应力（circumferential stress）：

由于内压在管壁圆周的切线方向引起的正应力。

对薄壁管 SH＝Pdo/2t

径向应力（radial stress）：

由内压在管子半径方向引起的应力

Sr=P(ri2-ri2 ro2/r2)/( ro2－ri2〕

剪应力（shearing stress）：

由作用在截面上的剪切力引起的应力。

tmax＝VQ/Am

tmax＝最大剪应力，MPa

V＝剪切力F

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

C－横截面上的点到扭转中心距离mm

R－抗扭截面模量mm4=2I=π(do4－d4i)/32

当C最大时，扭曲应力也最大，即C等于外半径时

τmax＝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(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

剪切应力：τ=MT/2Z

周向应力：SH=Pdo/2t

1.2.2 应力分类

管道强度破坏主要由一次应力引起的断裂破坏和二次应力引起的疲劳断裂破坏.

一次应力：由机械外载荷引起的正应力和剪切应力，它必须满足外部和内部的力和力矩的平衡法则。

特征：一次应力是非自限性，它始终随所加载荷的增加而增加，超过材料的屈服极限或持久强度时，将使管道发生塑性破坏或总体变形，因此在管系的应力分析中，首先应使一次应力满足许用应力值。

二次应力：由于变形受到约束所产生的正应力或剪应力，它本身不直接与外力相平衡。

特征：①管道内二次应力通常是由位移载荷引起的（如热膨胀、附加位移，安装误差，振动载荷）

②二次应力是自限性的，当局部屈服和产生少量塑性变形时,通过变形协调就能使应力降低下来。

③二次应力是周期性的（除去安装引起的二次应力）

④二次应力的许用极限是基于周期性和疲劳断裂模式，不取决于一个时期的应力水平，而是取决于交变的应力范围和交变的循环次数。

峰值应力，局部应力集中或局部结构不连续或局部热应力等所引起的较大的应力。

(1.3 管道应力分析判剧

石油化工管道一般遵循B31或B31.1标准

1.3.1 B31.1电力管道标准

一次应力对应于CAESARII中持续（SUS）工况下的应力

SSuS=S1=0.75iMA/Z+Pdo/4t≤Sh

其中：SSUS。S1＝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

MA－由于持续载荷产生的总弯矩＝

Sh－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

SE=IMC/Z≤f(1.25Sc+1.25Sh-S1) MPa

其中： 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

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。

偶然应力，对应于风载等偶然载荷下产生的应力

Soce=

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, 发生率处于运行时间的10％,系数为1.15）

1.3.2 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，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Sh，它通常表达式为：

S1=FAX/Am+[(iiMi)2+(ioMo)2]1/2/Z+Pdo/4t≤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

ii 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：

SE＝

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

Sc－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。

1.3.3 B31.1与B31.3的区别

①B31.3增强了扭矩的作用，而B31.1没有

②B31.1中对持续和偶然载荷工况的计算理论没有明确的定义，而B31.1则明确地作出了规定。

③在大多数普通的注释中，B31.1忽略在持续载荷工况下的扭矩而B31.3则包括了进去。

④在缺省的描述中B31.1忽略了所有的力，在持续载荷工况中B31.3包括了Fax

⑤ 各自标准中的许用应力值不同。

⑥在每一标准规范中，对于偶然载荷产生的应力增加是不同的。

1.3.4 CAESRII管道应力分析遵循的其它标准

ASME第三部分NC或ND核工业管道标准

B31.4 油气管道标准

B31.8 气体运输和分配系统的

加拿大的2183/2184油气管道标准

英国的BS806管道标准等

1.4 管系应力分析的工况组合

管道所按载荷按照载荷性质可分为静载荷，动载荷和温度载荷，静载荷主要有管道自重（包括阀门、管件及绝热层）管道内介质重量，设计压力，其它持续载荷如弹簧的弹性反力，波纹管的弹性反力等。

动载荷主要包括压力波动或冲击产生载荷，地震载荷，安全阀的泄放压力等。

CAESERII中的载荷工况有：

W－重力载荷工况

D－附加位移载荷工况

T－温度载荷工况

P－压力载荷工况

F－集中载荷工况

Wind－风载工况

上述工况根据分析结果的需要可以任意组合也可单独地进行应力计算，组合工况得到的各项结果是每种单独工况下计算结果的线性相加，如（OPE〕W＋D＋T＋P＋F工况为（SUS）W＋P＋F工况和（EXP）DS＝D2－D1工况计算结果之和。

(1.5 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，如NEMASM－23（蒸汽轮机）、API610（离心泵）、API617（离心式压缩机），API661（空冷器）等。

连接在容器上的管道在容器上产生的薄膜应力和弯曲应力，可根据ASME锅炉和压力容器标准第8部分的第2节评估，精确结果可用有限元分析法，CAESARII 中WRC107部分可根据对计算的应力限制保守地给出容器管咀的允许承受载荷值。

1.5.1 转动设备管口载荷分析

大部分正确评估设备管口的承载能力是用试验实现，其次代替试验的最好方法是用有限元分析。CAESARII提供ROT程序利用相应标准自动评估管咀载荷，在评估设备管咀受力时，管咀载荷取管道应力分析结果中冷态和热态工况下的较大值。设备标准包括：

①蒸汽轮机－国家电气制造协会（NEMA）标准SM23

②离心泵－美国石油学（API）标准610第6和第7版

③离心压缩机－API标准617

④空冷器－API标准661

⑤密闭式给水加热器－热交换学会（HEI）标准

使用这些程序时，用户需输入相关设备的结构尺寸和作用载荷。

1.5.2 根据管咀载荷计算容器应力

由于管咀载荷的容器应力计算

自从60年代初，焊接研究学会第107公告（WRC）已被设计工程师广泛地用于评估容器/附件接口的局部应力，CAESARII使用WRC107计算管咀载荷在容器上引起的应力, WRC107是一套由于附加载荷在容器上产生的有限元法分析结果的参数化法. WRC107含有方程式和无量钢曲线(基本参数:管嘴和容器直径比,容器直径与厚度之比等). 无量钢曲线是由求根系数来计算在容器上附加件连接处的应力。

WRC107可用来分析圆柱形或球形容器的附件处的应力,在用WRC107校核管嘴载荷时, 管嘴载荷取CAESARII应力分析结果中相应工况下的约束处的受力值。

1.5.3 容器应力的限制条件

管口载荷在容器壁上引起的应力满足下列条件

Pm<KSm

Pm+Pl+Pn<1.5KSmh

Pm+Pt+Pb+Q<3Smavg

这里Pm是总体薄膜应力、Pt是局部薄膜应力、Pb是局部弯曲应力、 Q是总体二次应力、K为偶然载荷应力因子、.Smb是设计温度下材料的许用应力、Smarg是材料许用应力强度平均值（Smh+Smc）/2。

应力分类按ASME第8部分第2节定义，通过将靠近管咀或管咀附近容器壁上的弯曲应力定义为Q或二次应力，不管它们是否是由持续或膨胀载荷引起的，这将使Pb消失，并导致更详细的应力分类。

Pm：总体一次薄膜应力（主要由内压引起）

Pl：局部一次薄膜应力：包括由内压力引起的薄膜应力,由于外加的持续的力和力矩引起的局部薄膜应力。

Q：二次应力：包括由内压引起的弯曲应力，由外力和力矩引起的弯曲应力，由外加热胀载荷引起的薄膜应力，由外加热胀力和力矩引起的弯曲应力。

以上分类定义的每个应力项包含三部分：垂直方向上的二个正应力和切线方向剪应力，然后按一定准则合成。

WRC107根据管咀载荷可计算出Pl和Q，各种应力部分可从合成应力强度得到，而应力强度可由施加的持续，热胀和偶然载荷计算中求得；CAESARII使用的评估不同应力元素的方程式如下：

Pm(SUS)<Smh

Pm(SUS+OCC)<1.2Smb

Pm(SUS)+Pl(SUS)<1.55mh

Pm(SUS+OCC)+Pl(SUS+OCC)<1.5(1.2)Smh

Pm(SUS+OCC)+Pl(SUS+OCC)+Q(SUS+EXP+OCC)<1.5(Smc+Smh)

1.5.3 容器管嘴柔性计算

我们知道与容器相连的管咀载荷将引起容器器壁弯曲或其它变形，在一定条件下，容器连接处允许有一定的位移和转角，也就是说与容器相连的管咀有一定的柔性，如果用完全刚性模型来模拟管道与容器连接管咀，在热胀工况下计算出的管咀载荷是非常保守的，因此有时就需对连接处的实际刚度进行计算，或将其模拟为柔性管咀与所连设备一起建入模型中。CAESRII采用WRC297对管咀的柔性进行计算，WRC297适用范围：

d/D <0.5 d/t>20 20<D/t<2500 d/T>5

这里d管咀外径mm

D:容器平均直径mm

t 管咀厚度mm

T 容器厚度mm

第二章 管系模型的建立及分析

管子模型建立是将与所分析的管系相连的设备或容器以及管道上各种管件、约束的信息通过一定的方法建立成数学模型。模型复杂与简化视所分析问题的具体情况，如管系的柔性较好或设置有适当型式的膨胀节，就可将管系与设备和容器相连的管端作为固定约束或给出相应附加位移将管道与设备或容器脱开单独建立模型，管系模型建立具体内容如下：

1、基本元件的表示

2、管系模型建立的技巧

3、膨胀节模型的建立及计算

4、设备管器的计算包括设备载荷的计算，设备管口及设备应力的确定，设备及设备连接柔性的判断。

5、管系约束及结构模型的建立

6、其它内容（冷紧、地下管，塑料管、夹套管，法兰泄漏的分析等）

(2.1 基本元件的表示法

管线基本元件用中心线或杆件表示，这些元件由两个节点来定义，每个节点有固定的坐标和六个自由度（三个位移自由度和三个转角自由度），CAESARII通过在现设备相连管端、弯头、大小头、三通支吊架处，有附加位移处，集中载荷，刚性元件，膨胀节等处编写节点号，建立与实际管系相符的数学模型。

建模步骤：

1、 编写节点号

2、 建立数据文件

（1） 输入单元节点号

（2） 输入单元坐标长度

（3） 输入单元结构尺寸：管子外径，壁厚，腐蚀余量，保温厚度。

（4） 输入设计条件：设计温度，设计压力。

（5） 选取单元类型：弯头，三通，刚性件，膨胀节。

（6） 输入约束类型。

（7） 输入外加载荷。

（8） 选取材料类型。

（9） 输入管道材料密度，管内介质密度，保温材料密度。

(2.2 管系建模型技巧

根据精确度要求，管系可建成许多种模型

1、大口径的管线用两个弹簧支撑的模型建立

简化模型，在节点⑤处,选弹簧数量为2。

这种模型约束配对的扭转反力没有考虑

精确模型：在节点⑤处引入（5〕－（10）

（5〕－（15）刚性单元,零重，长为D/2，

在（10）（15）处设弹簧

2、大口径管底部刚性支架模型

简化模型节点⑤处设＋Y约束

没有考虑管道在径向的膨胀

精确模型，是从节点⑤引刚性单元

⑤－（10）在节点（10）处设＋Y约束。

3、弯管支架模型

简单模型，节点⑤处设＋Y约束

模型中不考虑支承柱的柔性

支承柱没有支在弯管的曲线上

的正确位置上，

精确模型, 从节点⑤处引一假管单元

（5〕－（10）节点（10）处给约束条件＋Y

4、炉内弯管模型建立

半圆弯管可用两上90°弯头描述且将弯头曲率半径

改为实际曲率半径

（5〕－（10）

DY＝1200

BEND Y R＝1200

（10）－（15） DX＝2400 BEND Y R＝1200

（15）－（20） DY＝-1200

5、圈管上任意位置处设约束模型的建立

单元（5）－（10）

BEND B R6080 Angle# 22 Node 6

DZ 6080 Angle# 72 Node 7

RESTRAINTS Y

Node 6 +Y

Node 7 +Y

(10)-(13) SIF& TEES Y Node 13

TYPE

节点(13)设为三通与其它管道相连

（13）－（15）

BEND B RADIUS 6080

DX 6080 Angle# 10 Node @1 16

Angle# 68 Node @2 17

RESTRAINTS Y Node 16 +Y

Node 17 +Y

6、斜管上导向约束模型建立

斜管上的约束用方向向量和方向余法来定义约束方向，如果使用方向向量，CAESRII会马上将其转化为方向余弦

如图则约束作用线在坐标轴上的方向余弦为

Dx=-Sin40°Dz=COS40°

或Dx=Sin40°Dz=-Sin40°

(2.3 膨胀节的建模及计算

建立膨胀节的精确模型，首先应了解各种膨胀节的结构型式和工作原理，膨胀节的主要类型有：

①普通轴向型膨胀节，主要吸收管系的轴向位移。

②横向型膨胀节（包括复式铰链型膨胀节，复式万向铰链膨胀节，复式拉杆型膨胀节），主要吸收管系的模向位移和少量轴向位移，拉杆、铰链板承受压力推力。

③铰链型膨胀节（单式铰链型和万向铰链型）主要以两个或三个配套使用吸收平面管系或空间管系的模向位移。

④压力平衡膨胀节（直管压力平衡型膨胀节和弯管压力平衡型膨胀节、前者吸收管道轴向位移，后者吸收管系的轴向位移,横向位移和角位移，不会使支架或相连设备受到压力推力的作用。

膨胀节基本结构一般包括接管，波纹管和结构件（拉杆、铰链板）三部分、所收膨胀节的建模包括如下内容：

①接管单元，按一般管单元模拟。

②波纹管单元，必须精确给出波纹管单元所要求给出的刚度值、应注意刚度的单位，波纹管的刚度按EJMA标准公式计算，波纹管的参数中，刚度项可仅给出轴向刚度Kx横向刚度Ky或弯曲刚度Kθ、Kθ和Ky可仅给一项,另一项程序可自动计算出。

这里应注意对一定长波纹管输入的弯曲刚度应为计算刚度的四倍，因为弯曲刚度是作用在膨胀节的自由端上的力矩（MT）计算而来的，且自由端移动了一个角度（θ），但是在建模时，认为弯曲刚度与一端固定。没有直线位移的膨胀节的转动力矩成正比，对于零长波纹管，弯曲刚度为实际计算值。

③对于直管压力平衡型。在参数栏中不输有效直径,这时程序就不会计算压力推力。

④结构单元及约束条件模型建立

对于膨胀节结构件如支座板，铰链板，拉杆可用刚性单元模拟，然后将结构件的重量均分给刚性件的重量。

铰链板与销轴处约束为三个线位移和两个角位移

如（5） Cnode (10)

RESTRINTS X Y Z Rx Ry

拉杆螺栓与球面垫圈之间仅约束三个线位移

（5）Cnode （10）

RESTRNTS X Y Z

(2.4 钢结构模型的使用

钢结构模型的建立与管系模型类型，建完模型后可对钢结构单独进行计算，也可将钢结构模型Include进管道模型中与管系一起运算，它们的主要区别是：

1、几乎甩有管道元件间的连接都被假设为固定连接（如：在相邻的管道元件之间，三个方位的力和三个方位的力矩是可以互相传递的）。对于钢结构，根据实际连接形式，在相邻的元件之间，只能有选择地进行载荷传递。

2、钢结构的一般特点是在一个方向的承载能力较强，在另一个方向上的承载能力较弱。所以建模时，钢结构元件的局部方位非常重要，钢结构元件和局部方位由ANGLE参数确定，它指定了钢结构元件相对于'标准'方位的偏转角度，在CAESSRII中钢结构模型的'标准'方位定义如下：

a）水平布置的钢结构元件（梁），它的弱轴为空间的Y轴

b）垂直布置的钢结构（柱），它的弱轴为空间Z轴

c）倾斜布置的钢结构（斜撑），它在垂直方向上投影的弱轴为空间Y轴。

钢结构的正确方位可通过使用钢结构模型的'PL0T'命令校核

建立钢结构模型时注意事项。

1、CAESARII中所带的钢结构库是美国钢结构协会AISC标准和德国DIN标准，与我国钢结构标准相差很大，这就要求我们必须自定义所使用的钢结构相关参数。

材料的物理性能参数为：

线胀系数 ALPHA mm/mm℃

弹性模量 YM 2.1×108 KPa

剪切模量 G 8.1×107 KPa

泊松比 P0IS 0.3

容重 DENS 0.00785 kg/cm3

结构尺寸参数

截面积 AREA mm2

惯性矩 STRONG mm4

高 度 BOXH mm

宽 度 DOXW mm

2、对于管线与结构连接处在结构文件和管系文件输入同一个节点号，或者将管系文件中接触点设一CNODE号这个附加的节点号就是对应接触处钢结构的节点号。

在将建好的结构模型Include进管道模型时，由于程序中没有给出两模型节点号的差值项Increment。管道模型之间相加时有此项，所以在建钢结构模时，应注意将模型中的节点号与管道模型错开。

(2.5 带衬里管线的建模

带衬里管线的建模与一般管线基本相同，不同之处在于管道壁厚和许用应力需按标准求出当量壁厚和许用应力，因为衬里层（隔热层和耐磨层）有一定的刚度所以会影响到管道的刚度和变形，所以在建模时首先应根据隔热层和耐磨层的相应参数计算出衬里管道的当量壁厚，然后计算出衬里管道的许用应力。

第三章 弹簧支吊架设计

(3.1可变弹簧支吊架设计基础

当管子移动时，弹簧载荷稍微发生变化，但从应力的观点看：当管于从冷态变化到热态时，弹簧载荷有一些变化是允许的。一个预设在某个位置的可变弹簧支吊架，在管子运动的全过程都对管子提供支承。当管于向上移动时，弹簧支吊架上的承重板上移，允许弹簧伸长，因而降低弹簧作用在管子上的载荷；当管子向下移动时，弹簧支吊架上的承重板也下移，使弹簧压缩，因而使弹簧作用在管子上的载荷增大。

弹簧支吊架设计的目的是选择一个符合下列要求的弹簧：

①当管子从冷态（安装状态）变化到热态（操作状态）后，弹簧提供必要的重力载荷支撑以平衡管系。

②从冷态到热态的总位移在允许的范围内。

③当弹簧载荷从冷载荷变化到热载荷时，不会在管系中造成过大的膨胀应力。

因为当管于从冷态到热态时，可变弹簧支吊架的载荷是变化的，并且弹簧支吊架设计的一个目的是提供必要的重量支撑载荷以平衡在热态位置的管系，因而有必要用不平衡的'冷态载荷'来安装弹簧支吊架。

(3.2．载荷变化率

在某些情况下，管道规范推荐通过限制载荷变化率为10％或25％来使弹簧载荷的变化为最小。因为热态载荷和热位移取决于管系的结构，所以一个弹簧支吊架的可变性只能通过改变弹簧刚度来控制。大多数制造商对于每个载荷值提供三种（或更多）不同弹簧刚度的弹簧，分别推荐用于短程。中程和长程的位移。因为在一个给定载荷值下的所有弹簧，在它们的全部行程中支承相同的载荷变化，通常长程弹簧的刚度（及其载荷变化率）是中程弹簧的一半，而后者又是短程弹簧的一半。

(3.3．弹簧选型表

弹簧是从弹簧表中选出来的。弹簧表显示了每一号弹簧在工作范围内的负载能力，以及每一号的短、中、长程弹簧的弹簧刚度。在已知热态载荷、热位移和变化率的条件下，从表中选择弹簧的步骤为：

1 计算最大许用弹簧刚度；K=Var*HL|^th|

K—最大需用弹簧刚度

Var—荷载变化率

HL—热态荷载

Th—弹簧行程

2 在弹簧表的各列中找到热态载荷（HL），来确定弹簧载荷的大小；

③针对载荷大小，选择弹簧刚度小于或等于上面计算值的弹簧系列；

④计算冷态载荷(CL=HL+K^th)并确认冷态载荷也落在弹簧的工作范围内；

⑤如果不能满足条件，换相同号码的不同弹簧系列或邻近号的弹簧再试。

(3.4．弹簧设计过程一约束重量，热态吊零及其它

上面描述的过程都是假设弹簧选型所需的热态载荷和热位移已知，但是工程师怎样来计算热态载荷和热位移呢？整个弹簧支吊架设计的步骤如下所述。

1 利用标准跨距原理来选择管架位置。假设在这点有一个刚性Y向约束，然后进行重量载荷分析。

这种分析称为'约束-重量'分析。在这一分析中，分布在每个约束上的重量载荷将被作为弹簧

选型时的热态载荷。

2 其次，从管架位置除去约束，进行热膨胀分析。这种分析称为'自由-热态'分析。每个支架位

置的热态位移将被作为弹簧选择时的热位移。（注意：由于管系中可能有非线性约束的影响，

CAESARII进行的不是一个真正的'自由-热态'工况分析，而是一个'弹簧位移下的操作'工况

分析，它包括热态载荷、重量载荷和在约束重量作用下的弹簧热态载荷。因为管系的重量载荷和

弹簧热态载荷基本上相互抵消，这样有效地造成一个只有热态的工况，而不考虑非线性作用。）

3 利用从约束-重量计算得出的热态载荷和自由-热态得到的位移，对每个点从上述弹簧表中选择一

个弹簧，利用弹簧刚度来确定安装所需冷态载荷（预置的弹簧载荷）。

4 通过在每个弹簧作用点增加一个刚度等于弹簧刚度的约束并且通过增加弹簧预置载荷（冷态载

荷）作为在持续载荷工况起作用的力来调整模型以反映弹簧的存在，然后重新分析所有载荷工况

以获得弹簧真实存在时的效应。

只要用户在管系中指定弹簧，上述四个步骤（除了确定弹簧支吊架的位置）将由CAESARll自动完成。

(3.5．弹簧支吊架设计说明

1） 如果内装比重小于1.0的液体管系需要作水压试验，通常在水压试验期间弹簧支吊架的定位块不应

拆除，所选用的弹簧零部件（管卡、吊杆等）和支架结构必须能够承受水压试验载荷，而水压试

验载荷通常应作为这些支架的控制载荷。

2） 在指定弹簧支吊架的热态和冷态载荷时，附加零部件的预期重量应加到CAESARII的计算载荷上，

特别是：当认为这些重量很重要时（如在大管卡或由型钢制成的吊架组件的情况），弹簧必须同时

支承零部件；如果在定义弹簧参数时没有考虑这点，管系的重量载荷将由于弹簧零部件的重量而

造成不平衡。

3） 为了保证管子不至于运动太大而从管架上掉下来，在设计管架时必须考虑弹簧支吊架位置的水平

位移，另外，弹簧制造商往往限制弹簧吊在一个6度的范围内。当水平位移特别大时，建议将支

架安装在偏置的位置以减小在冷态和热态位置时支架垂直作用线的偏差。

4） 在由于不平衡冷态载荷造成的法兰配合问题使得安装有困难时，最好在现场调整弹簧以考虑一旦

系统开车后的热态载荷。在管口操作载荷不是主要因素，而法兰配合问题是关心的主要问题时，

CAESARII可以提供冷态载荷设计，其中在冷态工况，而不是在热态工况平衡重量载荷。

5） CAESARII提供同时计算弹簧的'理论'和'实际'冷态载荷的选项。理论冷态载荷是弹簧在安

装前必须被预置的载荷（通常这个工作在制造厂做，弹簧被定位块销住在这个载荷值）。只要在这

个位置没有垂直位移，这就是弹簧将在冷态工况施加给管系的载荷。因为与管系的重量载荷相比，

冷态载荷几乎总是不平衡的，在冷态工况下管系的这个位置将存在净载荷。如果这个净载荷较大，

或管系的柔性较大，管系将在这个载荷作用下产生位移，造成弹簧伸长或压缩，相应引起弹簧读

数的变化。弹簧载荷的新读数就是CAESARII计算的'实际'冷态载荷，或更简单地说：'理论'

冷态载荷就是在弹簧的制造厂订货单中指定的冷态载荷，而'实际'冷态载荷是在定位块被从初

始安装位置拉起后弹簧载荷的读数。如果在冷态位置调整或检验弹簧，或在安装位置而不是在工

厂设定弹簧的冷态载荷时，实际安装载荷工况是很重要的。

6） 过多地使用弹簧将造成由于缺少约束刚度而使管系动态不稳定（低自然频率）。这些管系本质上没

有水平支架，而有很小的垂直刚度以限制Y方向的位移。注意：恒力弹簧支吊架对管系没有动态

影响。

7） 由于管系的不平衡部分将会以其它管架为轴而旋转，在约束一重量情况下选定的弹簧位置可能实

际上影响管子向下运动。CAESARII在分析过程中用警告来指出这些位置，并在输出报告的弹簧

表中将它们列为恒力弹簧支吊架。当发生上述情况时，应除去这些肇事弹簧或考虑邻近的管架位

置。

8） 当在同一个问题中存在冷紧和弹簧设计时，有一些特殊规定是要考虑的。在约束-重量情况下忽略

冷紧，而在操作工况包括冷紧以计算弹簧位移。实际安装工况应考虑冷紧以便确定存在冷紧时的

弹簧安装设置。用户有责任证实在实际安装工况下的位移应在制造商建议的载荷范围内。通常只

是当在立管上有很大的冷紧而邻近又有一个或多个弹簧支吊架时会有问题。

9） 在充满液体的管线中，弹簧支吊架通常是在管系空的时候安装。在这种情况下有必要忽略'实际'

冷态载荷，在某些情况下最好在现场调整弹簧支吊架来负担一旦管系充液的冷态载荷。

(3.6．CAESARII弹簧支吊架设计控制及选项

CAESARII为用户进行自动弹簧设计时提供了很多选项。这些控制选项可能在很大程度上适用于整个管系，或者部分管系。这些选项在CAESARII用户手册中有详尽描述，这里重点讲解几个选项。

实际冷态载荷计算——这一点在上面已经详细描述了。如果存在下面的情况，用户应定义YES。

l）当管子被弹簧支吊架支承并能够自由垂直移动的情况下要调整弹簧的安装载荷（亦即：在弹簧支

吊架底板和承重板周围设有钢带以防止承重法兰在弹簧冷态位置调整时发生移动）。

2）弹簧附近的管系柔性非常大和／或者弹簧的刚度非常大。

3）对于充液的管系，弹簧在管系全空时安装及设置，用户希望知道空的安装载荷。

采用短程弹簧——CAESARII的弹簧设计法首先试图选择使用短程弹簧，接着是中程弹簧，然后才是长程弹簧。在某些施工现场，短程弹簧被认为是特殊件。只有当已有的弹簧安装间隙很小且从冷态到热态弹簧的行程很小时才使用。在这些情况下，用户可以指定设计法不考虑短程弹簧（而以中程弹簧开始），除非空间限制要求这样。

许用载荷变化率——当热态载荷小于冷态载荷时，固化在弹簧表建议范围内的最大可能载荷变化率接近 100％，而当热态载荷大于冷态载荷时大约为 50％。一般的许用载荷变化率是10％到25％。用户可以通过在一个点指定一个极小的载荷变化率来设计一个恒力弹簧支吊架。

刚性支架位移标准——为了经济（采购、安装及维护）及防振。一般刚性支架比弹簧支吊架更好。因此，当可以在某个位置选择刚性支架来代替弹簧支吊架时，工程师通常希望这种情况发生。弹簧支吊架的定义是：'通过热位移来支承给定载荷的约束'。如果热位移为零或非常小，那么可以假定用刚性支架来代替弹簧。假如周围的管于与刚性吊杆相比相对较柔时，这的确是正确的。在某种程度上可以用这个标准来控制刚性支架的选择。在操作工况下计算弹簧处的垂直位移小于给定刚性支架位移标准时，都可以选择刚性支架并作用在其后的工况。注意：在泵或其他旋转设备的附近或者在立管上的弹簧支吊架位置可能并不希望如此，因为这可能造成大的管口载荷或管架的热态锁死或托空。

释放固定架／约束——通常弹簧支吊架设计的一个主要目的是使由于重量造成的设备管口载荷最小。这可以通过在离设备管日最近的弹簧位置强加一个不平衡的热态载荷（通常是过载的）来实现。这个不平衡力作用在管口，因而消除通常在自然分布条件下加在管口上的一些重力，在理想情况下，不平衡的弹簧力可以使设备管口上的载荷尽量接近零。为了施加这个不平衡力，在约束重量情况中，设备管口的固定架通常被'释放'，使其所有重量都加在最近弹簧支吊架的热态载荷上。对于在距离被释放管口的水平方向三倍管径内没有弹簧支吊架的管系要保守地使用这个方法。当在固定点／约束点释放Y方向以外的方向时应特别小心，因为释放附加的自由度可能造成大的倾斜及垂直位移，使得弹簧的设计载荷不真实。

弹簧表——这一选项用来指定使用哪个制造商的弹簧，以及在表内与选择弹簧有关的特定设计标准。这些选型标准包括：

l）使用最大载荷范围（相对于建议范围）；

2）使弹簧在表内居中；

3）冷态（相对于热态）载荷设计。

已有安装空间——在特定情况下，管顶和高处型钢之间或管底与下面基础或平台之间的距离，决定了可能用在某些特定位置的弹簧支吊架的类型（及数量）。这个值可以在个别的弹簧位置给定，以用于弹簧选型。

'己有安装空间'和'允许弹簧数目'选项一起允许用户设计多弹簧支吊架系统。

允许弹簧数量——如果在一个给定的弹簧位置处有多个弹簧，用户可以在这里指定弹簧的数量。同样，用户可以指定允许的最多弹簧数（如果CAESARII必须分解载荷以满足空间标准）。在多弹簧情况下，CAESARII将在所有弹簧间均匀分配载荷。

用户指定的操作载荷——在某些管系中，程序选择的弹簧操作（或热态）载荷不能消除设备管口载荷以满足设计要求。在这种情况下，用户可以强加一个（较高或较低的）热态载荷，覆盖程序计算值以试图重新调整重量分布并使设备载荷能满足许用值。这时用户的输入通常是程序弹簧选择法提议的初始值变化。

旧弹簧重新设计——当部分管系重新设计时，最好尽最大可能选择系统中已有的弹簧。当旧弹簧可以使用时，用户必须确定新的载荷范围，这样只需在现场重新调整弹簧即可。当已有弹簧不能用时，建议使用新的。旧弹簧重新设计选项允许用户完成这一工作。

多工况弹簧支吊架设计——这个选项适用于当管系有多个不同的热状态，并且进行弹簧支吊架设计时必须考虑每个状态的情况。

CAESARll中用于选择弹簧的设计工况有：

①按热态载荷工况1设计：

②按热态载荷工况2设计；

③按热态载荷工况3设计；

④按最大操作载荷设计：

⑤按最大位移设计；

③按平均载荷和平均位移设计；

①按最大载荷和最大位移设计。