船舶廢汽管道單式軸向膨脹節(jié)?；椒捌錈釕?yīng)力計(jì)算

楊元龍

(中國艦船研究設(shè)計(jì)中心，武漢 430064)

船舶廢汽管道單式軸向膨脹節(jié)?；椒捌錈釕?yīng)力計(jì)算

楊元龍

(中國艦船研究設(shè)計(jì)中心，武漢 430064)

為提高船舶高溫高壓大管徑熱力管道上膨脹節(jié)運(yùn)行安全性，明晰大管徑膨脹節(jié)的熱應(yīng)力變化特性，利用單式軸向膨脹節(jié)全結(jié)構(gòu)等效?；椒?，基于CEASAR程序計(jì)算不同載荷工況下船舶廢汽管道及膨脹節(jié)熱應(yīng)力，判斷廢汽管道一次、二次應(yīng)力滿足運(yùn)行要求且膨脹節(jié)軸向、橫向熱位移與試驗(yàn)數(shù)值基本吻合。通過管架的受力計(jì)算分析，提出了適用于實(shí)際船舶廢汽管道管架的“主固定管架+次固定管架+導(dǎo)向管架+膨脹節(jié)”的耦合配管體系和膨脹節(jié)各向模態(tài)振動(dòng)頻譜，并得到了一種適用于船舶大管徑廢汽管道膨脹節(jié)及管架設(shè)計(jì)的驗(yàn)證方法。

膨脹節(jié)；廢汽管道；熱應(yīng)力；CEASAR程序

在船舶熱力系統(tǒng)管道的設(shè)計(jì)中，由于船舶廢汽系統(tǒng)管道的管徑較大，并存在艙室三維空間狹窄、設(shè)備布置復(fù)雜及多管系耦合安裝等限制因素，導(dǎo)致船舶廢汽管道不能采取自然補(bǔ)償方式，而選用金屬膨脹節(jié)吸收管道熱膨脹量[1-2]。金屬膨脹節(jié)補(bǔ)償器的選型繁多，結(jié)合實(shí)際船舶熱力管道設(shè)計(jì)理論，考慮廢汽管路軸向膨脹量大、側(cè)向推力小的特點(diǎn)，選用單式軸向膨脹節(jié)作為船舶廢汽管道的撓性元件，主要來補(bǔ)償管道軸向熱位移并能承受管道內(nèi)壓產(chǎn)生的推力。根據(jù)實(shí)際船舶系統(tǒng)管路運(yùn)行經(jīng)驗(yàn)可知，廢汽管道上膨脹節(jié)設(shè)計(jì)的不合理必然會導(dǎo)致膨脹節(jié)發(fā)生穿孔、開裂及失穩(wěn)等故障，從而嚴(yán)重影響船舶廢汽系統(tǒng)管路的結(jié)構(gòu)完備性和運(yùn)行安全性[1]。

由于船舶系統(tǒng)設(shè)計(jì)技術(shù)的封鎖性，膨脹節(jié)的設(shè)計(jì)與?；椒ㄔ诠_文獻(xiàn)中未見相關(guān)報(bào)道，目前國內(nèi)外學(xué)者針對單體膨脹節(jié)做了大量設(shè)計(jì)與分析研究[3-10]。本文以包含單式軸向膨脹節(jié)的船舶廢汽系統(tǒng)總管為研究對象，基于CEASAR程序平臺建立新型的單式軸向膨脹節(jié)模化方法，分析了不同載荷工況下廢汽管道及膨脹節(jié)熱應(yīng)力，結(jié)合支吊架的受力計(jì)算評估，提出了實(shí)際船舶廢汽管道的管架的配制方法，得到了廢汽管道的模態(tài)頻率響應(yīng)，通過不同運(yùn)行工況下膨脹節(jié)熱應(yīng)力的全面性綜合評估，最終摸索出一種適用于船舶大管徑熱力管道膨脹節(jié)及管架設(shè)計(jì)的新方法。

1 膨脹節(jié)模化方法設(shè)計(jì)

1.1 單式軸向膨脹節(jié)

單式軸向拉桿式金屬膨脹節(jié)主要由膨脹節(jié)本體、拉桿、加強(qiáng)環(huán)及法蘭等部件組成。在拉桿作用下，它能夠吸收管道和設(shè)備的軸向壓縮熱位移，允許吸收一定范圍內(nèi)的橫向位移并承受管道內(nèi)壓推力。

結(jié)合實(shí)際廢汽管道上軸向拉桿式膨脹節(jié)的物理模型結(jié)構(gòu)，根據(jù)彈性力學(xué)理論和梁殼單元力學(xué)模型，在連續(xù)質(zhì)量方法基礎(chǔ)上，基于CEASAR計(jì)算程序自帶的膨脹節(jié)本征結(jié)構(gòu)模型，對軸向拉桿式膨脹節(jié)進(jìn)行應(yīng)力計(jì)算?；?。根據(jù)膨脹節(jié)組成結(jié)構(gòu)及特征參數(shù)，軸向拉桿式膨脹的?；椒ㄔO(shè)計(jì)主要包括剛度模化計(jì)算、自重?；O(shè)計(jì)、拉桿?；O(shè)計(jì)、應(yīng)力計(jì)算評估、模態(tài)評估設(shè)計(jì)等過程。

1.2 膨脹節(jié)設(shè)計(jì)?；?/p>

軸向拉桿式膨脹節(jié)的剛度設(shè)計(jì)計(jì)算主要包括軸向剛度?；?jì)算、橫向剛度?；?jì)算、彎曲剛度?；?jì)算、扭轉(zhuǎn)剛度?；?jì)算，其中軸向剛度由膨脹節(jié)自身設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)參數(shù)決定[10]。

橫向剛度的計(jì)算表達(dá)式為

(1)

式中：KTR為橫向剛度，N/m；KAX為軸向剛度，N/m；Deff為膨脹節(jié)有效內(nèi)徑，m；L為柔性長度，m。

彎曲剛度的計(jì)算表達(dá)式為

(2)

扭轉(zhuǎn)剛度的計(jì)算表達(dá)式為

(3)

式中：KTO為扭轉(zhuǎn)剛度，N/m；δ為膨脹節(jié)厚度，m；E為膨脹節(jié)彈性模量，MPa；υ為泊松比。

基于離散力學(xué)理論方法，將軸向拉桿式膨脹節(jié)的連續(xù)質(zhì)量簡化為離散力學(xué)模型，使膨脹節(jié)的全部重量分割處理為有限質(zhì)點(diǎn)處，即將膨脹節(jié)本體及附件的全部重量載荷平均集中加載于膨脹節(jié)兩端法蘭上，法蘭利用整體建模并施加重量載荷的方法，以?；S向拉桿式膨脹節(jié)的自重載荷[1]?？紤]膨脹節(jié)拉桿的實(shí)際運(yùn)行特征，在維持拉桿重量和規(guī)格尺寸的基礎(chǔ)上，采用局部簡化處理為剛性元件，并在各拉桿的兩端法蘭側(cè)添加切向載荷約束邊界和徑向載荷約束邊界，確保軸向邊界為無限自由度載荷，以?；瘜?shí)際膨脹節(jié)拉桿的運(yùn)動(dòng)結(jié)構(gòu)。

1.3 膨脹節(jié)靜態(tài)應(yīng)力校核

為防止膨脹節(jié)及管道附件的塑性變形，由于元件持續(xù)載荷和壓力載荷誘發(fā)的一次應(yīng)力不得超過膨脹節(jié)及附件材料的許用應(yīng)力[3]，即

(4)

式中：σ1為一次應(yīng)力，MPa；σh為運(yùn)行溫度下的材料許用應(yīng)力，MPa。

為防止膨脹節(jié)及管道附件的疲勞破壞，由于管道熱變形受到約束而產(chǎn)生的二次應(yīng)力不得超過運(yùn)行溫度下膨脹節(jié)及附件材料的許用應(yīng)力[3]，即

(5)

式中：σH為二次應(yīng)力，MPa；σL為20 ℃下的材料許用應(yīng)力，MPa；σh為運(yùn)行溫度下的材料許用應(yīng)力，MPa；Fh為考慮循環(huán)總次數(shù)影響的應(yīng)力幅度減小系數(shù)，取值為0.7。

1.4 膨脹節(jié)模態(tài)評估

軸向自振頻率計(jì)算式為

(6)

式中，fi為自振頻率，Hz；Ci為自振系數(shù)，與波數(shù)相關(guān)；G為膨脹節(jié)的重量，N；i為頻率階數(shù)。

橫向自振頻率的表達(dá)式為

(7)

2 計(jì)算模型

2.1 設(shè)計(jì)參數(shù)

根據(jù)實(shí)際管系的運(yùn)行參數(shù)，廢汽管道的運(yùn)行壓力為0.2 MPa，運(yùn)行溫度為175 ℃,保溫層材料為硅酸鹽管殼，厚度為50 mm，密度為270 kg/m3。基于實(shí)際船舶廢汽系統(tǒng)管路，選取典型的廢汽系統(tǒng)總管和支管體系，管系兩端接口分為冷凝器和除氧器，主要包括閥門、單式膨脹節(jié)、異徑、彎頭及支吊架等配件，具體參數(shù)信息見表1和表2。

表1 管件規(guī)格參數(shù)

表2 膨脹節(jié)參數(shù)

2.2 管道建模

利用熱力管道專用應(yīng)力分析軟件CEASAR，根據(jù)實(shí)際管道的幾何結(jié)構(gòu)特征尺寸和物理屬性參數(shù)，設(shè)置管道的直徑、壁厚、運(yùn)行溫度、承載壓力、流體密度、保溫層密度、材料彈性模量、許用應(yīng)力等建模信息，結(jié)合上述的單式膨脹節(jié)簡化模型開展膨脹節(jié)建模，并采用軟件自帶的計(jì)算模塊模擬實(shí)際管道上的法蘭、閥門、三通、固定支架、導(dǎo)向支架及彈簧吊架等管件。具體計(jì)算模型詳見圖1和圖2。

2.3 載荷工況定義

根據(jù)管道熱應(yīng)力理論，結(jié)合廢汽管道的運(yùn)行特性，可知廢汽管道的主要載荷包括管道自重、位移載荷、溫度載荷及壓力載荷，管道接口采用零自由度約束方式，彈簧吊架采用冷態(tài)吊零的安裝方式。確定管道系統(tǒng)的載荷工況(見表3)，綜合對管道進(jìn)行各種組合載荷的分析和判斷。

表3 載荷工況定義

3 管道應(yīng)力計(jì)算

3.1 不同載荷工況管道應(yīng)力

在不同載荷工況下，廢汽管道的最大應(yīng)力計(jì)算結(jié)果見表4。在持續(xù)載荷工況下，分析廢汽管道最大一次應(yīng)力的變化規(guī)律，可知去主冷凝器廢汽管道上截止小閥上游的彎頭承受最大一次應(yīng)力，內(nèi)壓和重力作用下的軸向應(yīng)力為0.8 MPa，彎曲應(yīng)力為70 MPa，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為0.5 MPa，合成最大一次應(yīng)力為71.2 MPa。其中貢獻(xiàn)應(yīng)力最大的是彎曲應(yīng)力，主要是由于內(nèi)在運(yùn)行壓力和管路及保溫層質(zhì)量作用下，彎頭處承受較大彎矩，進(jìn)而導(dǎo)致彎曲應(yīng)力較大。

表4 最大應(yīng)力計(jì)算結(jié)果

在溫度和位移載荷工況下，分析廢汽管道最大二次應(yīng)力的變化規(guī)律，可知去除氧器廢汽水平管道上固定支架承受最大二次應(yīng)力，熱膨脹作用下的軸向應(yīng)力為0.5 MPa，彎曲應(yīng)力為77 MPa，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力11 MPa，合成最大二次應(yīng)力80.3 MPa，其中貢獻(xiàn)應(yīng)力最大的是彎曲應(yīng)力。究其原因，主要是固定支架去除氧器管路的熱膨脹作用，結(jié)合膨脹節(jié)的擠壓作用，導(dǎo)致管路固定支架承受附加應(yīng)力，進(jìn)而增大了該節(jié)點(diǎn)的彎曲應(yīng)力。

定義應(yīng)力比為計(jì)算應(yīng)力和許用應(yīng)力的比值，當(dāng)應(yīng)力比小于100%時(shí)，判斷廢汽管道一次、二次應(yīng)力均滿足ASME B31.1的要求[3]。

3.2 膨脹節(jié)熱位移

在操作運(yùn)行載荷工況下，廢汽管道膨脹節(jié)熱位移計(jì)算結(jié)果見表5。由表5可知，去主冷凝器的兩個(gè)通徑為DN200的膨脹節(jié)的軸向熱位移較大，主要是由于去冷凝器支管兩端為固定點(diǎn)，且支管長度偏大，在運(yùn)行過程依靠兩個(gè)DN200膨脹節(jié)吸收補(bǔ)償整個(gè)支管熱膨脹產(chǎn)生的位移量。從表5中還可以發(fā)現(xiàn)，廢汽管道膨脹節(jié)軸向和徑向計(jì)算位移均小于許用位移，且DN250膨脹節(jié)和DN200膨脹節(jié)的計(jì)算軸向位移與實(shí)測軸向位移基本吻合。

表5 膨脹節(jié)熱位移計(jì)算結(jié)果 mm

3.3 管架設(shè)置及受力

在運(yùn)行過程中管道受熱膨脹而對管架及設(shè)備端口產(chǎn)生推力作用，若推力過大則易損壞膨脹節(jié)及設(shè)備端口。廢汽系統(tǒng)管架推力計(jì)算結(jié)果見表6。

根據(jù)上述管架受力計(jì)算及分析可知，設(shè)備端口及管架計(jì)算推力滿足管系安全運(yùn)行要求。結(jié)合實(shí)際廢汽管系的支架結(jié)構(gòu)圖(見圖2)，為保證膨脹節(jié)正常發(fā)揮補(bǔ)償功效并緩解管架推力作用，船舶廢汽管道宜采用“主固定管架+次固定管架+導(dǎo)向管架+膨脹節(jié)”的耦合配管體系。主固定管架將復(fù)雜管系分割簡化為簡單支管系，設(shè)置在彎頭、變徑及三通附近，與膨脹節(jié)的距離為1～2倍的管道外徑；次固定支架將短管分割并合理配置膨脹節(jié)，導(dǎo)向管架支撐并限制膨脹節(jié)的吸收補(bǔ)償位移方向，與膨脹節(jié)的距離為3～4倍的管道外徑。

表6 管架推力計(jì)算結(jié)果 N

3.4 模態(tài)響應(yīng)

廢汽管道及膨脹節(jié)的前5階固有頻率見表7。由表7可知，隨著自振階數(shù)的增大，廢氣管道的固有頻率約從1 Hz升高至7 Hz，膨脹節(jié)的軸向和橫向固有頻率在9～90 Hz之間變化，可知膨脹節(jié)的固有頻率遠(yuǎn)高于管道自振固有頻率，約是管道固有頻率的12～21倍，不易導(dǎo)致膨脹節(jié)與系統(tǒng)管道的共振。

表7 固有頻率計(jì)算結(jié)果 Hz

4 結(jié)論

根據(jù)梁殼彈性力學(xué)理論和連續(xù)性質(zhì)量模態(tài)方程，利用單式軸向膨脹節(jié)全結(jié)構(gòu)等效?；椒?，基于CEASAR程序平臺建立單式軸向膨脹節(jié)的全結(jié)構(gòu)模型，計(jì)算結(jié)果表明，在持續(xù)載荷工況、溫度和位移載荷工況下，廢汽管道最大一次、二次應(yīng)力均小于許用應(yīng)力，滿足管系安全運(yùn)行要求；冷凝器支管膨脹節(jié)補(bǔ)償軸向和徑向熱位移最大，計(jì)算軸向位移與實(shí)測軸向位移吻合較好；根據(jù)滿足管系安全運(yùn)行要求的設(shè)備端口及管架推力分析，提出了適用于船舶廢汽管道的“主固定管架+次固定管架+導(dǎo)向管架+膨脹節(jié)”的耦合配管方式；得到了船舶廢汽管道及膨脹節(jié)軸向及橫向模態(tài)固有頻率，確定了膨脹節(jié)與廢汽管道結(jié)構(gòu)遠(yuǎn)離共振區(qū)。

由于實(shí)際船用大管徑廢汽管道的組成結(jié)構(gòu)和接口極其復(fù)雜，影響廢汽系統(tǒng)管路及膨脹節(jié)熱應(yīng)力參數(shù)條件較多，本文僅計(jì)算了典型廢汽系統(tǒng)管道及其膨脹節(jié)的熱力變化規(guī)律，后續(xù)將在某動(dòng)力系統(tǒng)試驗(yàn)中進(jìn)一步深入分析全船廢汽系統(tǒng)管道及其膨脹節(jié)的熱應(yīng)力和振動(dòng)特性。

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On Modeling Method and Thermal Stress Calculation of Single Axial Expansion Joint for Ship Exhaust Steam Pipeline

YANG Yuan-long

(China Ship Development and Design Center, Wuhan 430064, China)

In order to improve the running safety of heat pipe expansion section under high temperature and high pressure pipe diameter, clarify the variation characteristics of thermal stress for the expansion section, the equivalent modeling method of single axial expansion joint was applied to calculate the thermal stress in the exhaust steam pipeline and the expansion joint under different loading conditions based on CEASAR code. The primary and secondary stress of exhaust steam pipeline, and the axial and transverse thermal displacement of the expansion joint were judged to meet operational requirements. According to the force calculation and analysis of the pipe rack, the configuration method of the pipe rack for the actual ship exhaust steam pipeline was put forward. The axial and transverse natural frequency of the exhaust steam pipeline and expansion joint were obtained. Through comprehensive evaluation of thermal stress for expansion joints under different operating conditions, a method was proposed for ship exhaust steam pipeline with large diameter expansion joint and the pipe support design.

expansion joint; exhaust steam pipeline; thermal stress; CEASAR code

10.3963/j.issn.1671-7953.2017.02.033

2016-08-16

國家自然科學(xué)基金(51309063)

楊元龍(1986—)，男，碩士，工程師

U664.5

A

1671-7953(2017)02-0139-05

修回日期：2016-09-23

研究方向:艦船蒸汽動(dòng)力系統(tǒng)設(shè)計(jì)及性能仿真