復(fù)雜工況下FPSO海水冷卻系統(tǒng)應(yīng)力分析及設(shè)計優(yōu)化

王 軍，馬李琛，陳 浩，侯 宇，Anton Kolgatov，2，黃 洲，付宇兵

(1.江蘇科技大學(xué) 能源與動力學(xué)院, 鎮(zhèn)江 212100) (2.Ogarev Mordovia State University College of Mechanical Engineering, Russia Saransk) (3.招商局重工(江蘇)有限公司, 海門 226100)

浮式生產(chǎn)儲卸油裝置(floating production storage and offloading, FPSO)是目前海工產(chǎn)品及深海資源利用中的高技術(shù)產(chǎn)品.近年來，隨著技術(shù)不斷的進(jìn)步，F(xiàn)PSO的作業(yè)范圍和作業(yè)能力都在不斷的擴(kuò)大和提高，已成為面向不同水深、不同環(huán)境條件的海上油氣開發(fā)的主流手段，預(yù)計到2025年FPSO市場規(guī)模將達(dá)到770億美元[1].文獻(xiàn)[2]分析了FPSO上部模塊管道應(yīng)力計算的方法，并強(qiáng)調(diào)管道應(yīng)力分析對于FPSO生產(chǎn)安全的重要性.文獻(xiàn)[3]對FPSO上部模塊玻璃鋼管道進(jìn)行應(yīng)力分析和疲勞校核，為玻璃鋼管道應(yīng)力分析規(guī)范化提供了依據(jù).文獻(xiàn)[4]利用CAESAR II軟件對FPSO管線進(jìn)行柔性分析，保障管道自身及其相連的機(jī)器、設(shè)備、支撐的安全.文獻(xiàn)[5]詳細(xì)介紹了FPSO管道支架位移計算方法，并通過CAESAR II軟件對管道支架位移進(jìn)行校核和修改.可以看出，目前大多數(shù)FPSO管道應(yīng)力分析主要使用CAEAR II軟件并集中在上部模塊整體應(yīng)力分析，對于機(jī)艙內(nèi)復(fù)雜工況下含有多個轉(zhuǎn)動設(shè)備的管道系統(tǒng)應(yīng)力分析研究較少.此外，對于FPSO管道應(yīng)力分析的優(yōu)化主要集中于管線走向調(diào)整和支架形式或者位置的變動，但是補(bǔ)償器的形狀和位置對于減小管道和管嘴的應(yīng)力研究比較少.FPSO海水冷卻系統(tǒng)主要布置在機(jī)艙內(nèi)，系統(tǒng)包括了離心泵、板式換熱器.由于此系統(tǒng)涉及敏感設(shè)備，為了保障管路系統(tǒng)和設(shè)備的安全運(yùn)行，文中采用CAESAR II軟件對FPSO海水冷卻系統(tǒng)管系和管嘴進(jìn)行應(yīng)力分析與優(yōu)化設(shè)計，經(jīng)驗證CAESAR II軟件能夠滿足實際工程精度要求[6].通過使用CAESAR II對FPSO管路系統(tǒng)施加合理的載荷進(jìn)行應(yīng)力分析與管嘴校核，分析結(jié)果可以為FPSO含有多種敏感設(shè)備的機(jī)艙管道系統(tǒng)的設(shè)計、應(yīng)力降低措施提供依據(jù).

1 應(yīng)力分析準(zhǔn)則條件

1.1 持續(xù)載荷作用下的一次應(yīng)力

FPSO管道的內(nèi)壓、軸向力、重力等外加載荷產(chǎn)生的一次應(yīng)力具有非自限性[7-8].校核條件為：

σl≤σh

(1)

(2)

式中：σ1為一次應(yīng)力，MPa；σL為管道縱向應(yīng)力，Mpa；σh為材料在預(yù)計最高溫度下的許用應(yīng)力；F為壓力引起軸向力之外的附加軸向力，N；A為管道橫截面積，mm2；P為設(shè)計壓力，MPa；D為平均直徑，mm；S為壁厚，mm；M為合成彎矩，N·mm；W為抗彎截面模量，mm3.

1.2 偶然應(yīng)力

FPSO在承受風(fēng)載荷及加速度情況下，會產(chǎn)生偶然載荷，許用應(yīng)力校核條件為：

σocc≤1.33σh

(3)

式中：σocc為偶然應(yīng)力，Mpa.

1.3 溫差引起的二次應(yīng)力

由于FPSO海水管路的溫度變化范圍寬，其熱脹、冷縮、端點(diǎn)位移等載荷的作用產(chǎn)生二次應(yīng)力不直接與外力平衡，且具有自限性[9].其校核條件為：

(4)

σE<σA=f(1.25σc+0.25σh)

(5)

式中：σE為最大位移應(yīng)力范圍；σA為許用應(yīng)力范圍；f為管道位移應(yīng)力范圍減小系數(shù).

FPSO海水管路需滿足冷態(tài)、熱態(tài)及偶然工況下均能符合應(yīng)力安全要求及位移要求，因此，必須滿足式(1，3，5).

2 應(yīng)力分析

2.1 初始管路布置

FPSO海水冷卻系統(tǒng)布置在機(jī)艙內(nèi)由30寸主管和眾多連接敏感設(shè)備(立式海水泵、換熱器)支管組成，管道材料為A106B，介質(zhì)為海水，密度為999.555 kg/m3.設(shè)計溫度為47 ℃；操作溫度為32 ℃；環(huán)境溫度為21 ℃；設(shè)計壓力為6 bar；操作壓力為2.2 bar；水試壓壓力為9 bar.三維模型如圖1.

圖1 海水冷卻管系三維模型

2.2 載荷類型

FPSO海水冷卻管路系統(tǒng)位于機(jī)艙內(nèi)，與立式海水泵、換熱器相連接，設(shè)備具體建模方式如圖2，使用固定支架來模擬設(shè)備管嘴，通過校核固定支架受力來校核管嘴載荷，使用無重量剛性件模擬設(shè)備殼體在工作狀態(tài)下的熱傳遞、并通過固定支架和無重量剛性件相連接模擬設(shè)備基座，這種建模方式可以相對精確的模擬出設(shè)備管嘴在工作狀態(tài)下的熱態(tài)位移.

圖2 設(shè)備在CAESAR II中建模方式

在海洋環(huán)境中主要受持續(xù)性載荷(deadweight loads)、熱脹載荷(thermal loads)、波浪作用產(chǎn)生的加速度載荷作用[9]，由于波浪載荷的影響船體所承受縱向、橫向及垂直加速度分別為aX、aY、aZ，單位為m/s2，具體計算公式為[10-11]：

aX=-CXGgsinθ+CXSasurge+CXPapitch-x

(6)

aY=CYGgsinθ+CYSasway-CYRaroll-y

(7)

aZ=CZHaheave+CZRaroll-z-CZPapitch-z

(8)

式中：CXG、CXS、CXP、CYG、CYS、CYR、CZH、CZR、CZP為載荷組合因子；aheave為垂蕩引起的垂向加速度，m/s2；asway為橫蕩引起的橫向加速度，m/s2；asurge為縱蕩引起的縱向加速度，m/s2，計算公式為：

(9)

asway=3a0

(10)

(11)

式中：a0為加速度系數(shù)；Cb方形系數(shù)；apitch-x為縱搖引起的縱向加速度；m/s2;aroll-z為橫搖引起的垂向加速度，m/s2;aroll-y為橫搖引起的橫向加速度，m/s2;apitch-z為縱搖引起的垂向加速度，m/s2，計算公式為：

apitch-x=apitchR

(12)

aroll-z=arollR

(13)

aroll-y=arollR

(14)

apitch-z=apitch(x-0.45L)

(15)

式中：aroll為橫搖引起的角加速度，rad/s2；apitch為縱搖引起的角加速度，rad/s2；R為系數(shù)，L為船長，m；，計算公式為：

(16)

式中：dLC為相應(yīng)裝載工況下的船中吃水，m；D為型深，m；x,y,z為計算點(diǎn)的縱向、橫向和垂向坐標(biāo)，m.

由式(6～8)分別計算出船體所承受縱向、橫向及垂直加速度分別為1.54、2.57、2.71 m/s2，并通過CAESAR II將加速度載荷通過均布載荷方式整體施加到海水冷卻系統(tǒng)管系中，如圖3.

圖3 CAESAR II均布載荷輸入

2.3 工況組合

根據(jù)FPSO受到的實際荷載進(jìn)行了10類工況組合，見表1.其中WW為管道充滿介質(zhì)時的重量，W為管道自重，T1為設(shè)計溫度，T2為操作溫度，P1為設(shè)計壓力，U1為加速度載荷.

表1 海水冷卻系統(tǒng)工況組合

2.4 應(yīng)力分析結(jié)果

應(yīng)用CAESAR II對10種工況進(jìn)行應(yīng)力分析，最大應(yīng)力結(jié)果如表2.

表2 各工況下最大應(yīng)力

由表3可知，L1、L4、L7工況產(chǎn)生的一次應(yīng)力水平不到許用應(yīng)力30%，可以判斷出管系支架跨距設(shè)置合理，不會發(fā)生管子垮塌現(xiàn)象.L8、L10工況產(chǎn)生的二次應(yīng)力超出許用應(yīng)力,通過圖4應(yīng)力分析云圖和圖5應(yīng)力受力趨勢圖可以初步判斷出連接海水泵的管路柔性不足造成了管路軸向應(yīng)力過大，從而導(dǎo)致支管與三通處二次應(yīng)力超標(biāo).|Fx|為力的模數(shù)值；|Mx|為彎矩的模數(shù)值.

表3 換熱器管嘴校核

圖4 應(yīng)力分析云圖

圖5 應(yīng)力受力趨勢

2.5 管嘴校核

由于海水冷卻系統(tǒng)中包括了立式海水泵和換熱器，海水泵管嘴受力校核需要滿足API610如圖6[12]，換熱器管嘴許用載荷由廠商提供，因此保證設(shè)備管嘴載荷小于廠商許用載荷和規(guī)范要求是應(yīng)力分析關(guān)鍵.

圖6 管嘴受力校核

表4 泵嘴校核

由表3、4可知，海水泵和換熱器管嘴處收到巨大的軸向推力，最高可達(dá)許用載荷的31.5倍.由此可得，設(shè)備連接處直管柔性不足產(chǎn)生過大軸向推力是造成管嘴載荷超標(biāo)的主要原因.

3 管路優(yōu)化

3.1 泵管嘴受力優(yōu)化

熱脹推力是造成管子二次應(yīng)力超標(biāo)和設(shè)備管嘴載荷過大的主要原因，可以采用管系柔性化設(shè)計，改善二次應(yīng)力超標(biāo)現(xiàn)象[13-15].

由管道熱脹推力ΔL和熱脹應(yīng)力σ計算公式為：

ΔL=α·L·ΔT

(17)

σ=Eε=E·α·ΔT

(18)

隨著城市的高速發(fā)展，社會飛速變遷，給傳統(tǒng)的農(nóng)村社會結(jié)構(gòu)帶來的沖擊是前所未有，一些鄉(xiāng)村人才流失，居民幸福感低下、鄉(xiāng)村空心化、農(nóng)民老齡化、鄉(xiāng)村治理缺失等問題日漸顯現(xiàn)。實施鄉(xiāng)村振興戰(zhàn)略的邏輯起點(diǎn)變成了城鄉(xiāng)發(fā)展不平衡、鄉(xiāng)村發(fā)展不充分的現(xiàn)實境況，鄉(xiāng)村振興直接影響著我國全面建成小康社會的質(zhì)量。因此，發(fā)現(xiàn)與提升鄉(xiāng)村內(nèi)在價值、推動城鄉(xiāng)均衡發(fā)展，成為推動鄉(xiāng)村全面振興的重要途徑。

由于熱脹應(yīng)力的作用下，管道將會對設(shè)備管嘴產(chǎn)生熱脹推力P，具體計算公式為：

P=σ·F

(19)

式中：σ為管路產(chǎn)生的熱脹應(yīng)力，MPa；F為管道的橫截面積，mm2.

由式(19)可知，管路由熱脹引起的應(yīng)力對于設(shè)備管嘴產(chǎn)生的推力與管路長度無關(guān)，只和管子材料、橫截面積、溫差有關(guān).

管系采用直管連接著立式海水泵，為防止泄漏不考慮增加膨脹節(jié)，僅通過調(diào)整支架位置，無法有效改善應(yīng)力集中現(xiàn)象，因此可以采用‘π’‘Z’兩種自然補(bǔ)償方式對管系進(jìn)行優(yōu)化減小管嘴載荷.

3.1.1 ‘π’形自然補(bǔ)償優(yōu)化方案

如圖7，通過CAESAR II軟件對泵口直管段進(jìn)行‘π’形自然補(bǔ)償，‘π’形自然補(bǔ)償效果主要是由橫向尺寸x、縱向尺寸y以及‘π’形自然補(bǔ)償在所處管段L的相對位置r所決定的，其中r的表達(dá)式為：

圖7 ‘π’形自然補(bǔ)償

通過修改尺寸x、y與相對位置r來計算分析不同尺寸和位置的‘π’形自然補(bǔ)償對管路的補(bǔ)償效果，總結(jié)出最佳‘π’形自然補(bǔ)償設(shè)計原則.

通過更改相對位置r(表5)分析自然補(bǔ)償效果，結(jié)果如表6.

表5 只改變相對位置r

表6 只改變相對位置r管嘴校核結(jié)果

由表6可知，只改變相對位置r對于管路補(bǔ)償效果沒有明顯差別，將相對位置r固定為1/2通過進(jìn)一步改變尺寸x、y(表7)，研究自然補(bǔ)償效果，結(jié)果如表8.

表7 改變尺寸x、y

表8 改變尺寸x、y管嘴校核結(jié)果

由表8可得，當(dāng)僅改變尺寸x、尺寸y固定為0.1L時，管嘴校核結(jié)果表明此時管路軸向推力變化不明顯，并且由于管線段過短，管路自然補(bǔ)償導(dǎo)致的管路形變導(dǎo)致了管嘴處彎矩過大而超標(biāo)；當(dāng)僅改變尺寸變尺寸y、尺寸x固定為0.1L時，在尺寸y取值為0.04L～0.1L，可以看出由于尺寸y的增加，管路軸向力開始明顯的減小從10 937 N減小為3 510 N，但是當(dāng)y尺寸大于0.1L時，軸向力降幅趨于緩和，同時管嘴處也由于彎矩過大已經(jīng)超出許用載荷.

因此可以看出，設(shè)置‘π’形自然補(bǔ)償時，增大尺寸y可以有效地增加管路柔性減小軸向推力，y越大其柔性越大，管路熱脹推力越小，但是當(dāng)y尺寸已經(jīng)滿足管路柔性需求時，進(jìn)一步增加y長度則效果不明顯，意義不大.同時當(dāng)管段過短，設(shè)置‘π’形自然補(bǔ)償雖然能很好的降低管路熱脹推力，但是由于自身吸收管路形變的原因會導(dǎo)致管嘴處彎矩過大，造成管嘴許用載荷超標(biāo).綜上所述，采用‘π’形自然補(bǔ)償不能使管嘴載荷低于許用載荷.

3.1.2 ‘Z’形自然補(bǔ)償優(yōu)化方案

由圖8所示，通過CAESAR II軟件對泵口直管段進(jìn)行‘Z’形自然補(bǔ)償，經(jīng)過對‘π’形自然補(bǔ)償優(yōu)化方案的探討，可以得知需要通過增加尺寸y來增加管路變形能力減小熱脹推力，因此將尺寸y設(shè)為0.1L并帶入到模型中如圖9，結(jié)果如表9.

圖8 ‘Z’形自然補(bǔ)償

圖9 ‘Z’形柔性設(shè)計

表9 ‘Z’形自然補(bǔ)償

由表9可得，當(dāng)尺寸y設(shè)為0.1L時，管嘴處軸向推力雖然大于‘π’形自然補(bǔ)償優(yōu)化方案，但是其管嘴載荷已低于許用載荷，最大力比值為0.77%，并且由于管路變形小于‘π’形自然補(bǔ)償，因此管嘴彎矩也小于許用載荷，最大力矩比值為0.75%，管嘴校核成功.

3.2 換熱器管嘴受力優(yōu)化

由圖10可以看出，由于支架設(shè)置的不合理導(dǎo)致了管系自帶彎頭不能很好地去補(bǔ)償由于溫度導(dǎo)致的熱脹載荷從而造成了換熱器管嘴受力超標(biāo).因此可以嘗試去改變支架位置與類型來減小管嘴受力.

圖10 換熱器管嘴受力趨勢

取消垂直管段的導(dǎo)向支架，恢復(fù)管系自然補(bǔ)償能力.將靠近管嘴處與上端管系的支架變更為承重支架，從而增加管系柔性.同時，在遠(yuǎn)處管系設(shè)置止推支架承受承受遠(yuǎn)端管道的水平推力，避免作用于泵管口處，如圖11.優(yōu)化后換熱器管嘴受力見表10.

圖11 支架變動

表10 優(yōu)化后換熱器管嘴校核

由表10可以看出，經(jīng)過支架的調(diào)整與變動后換熱器管嘴受力載荷小于許用載荷，滿足校核要求.

3.3 管路應(yīng)力優(yōu)化

經(jīng)過設(shè)備管嘴的優(yōu)化，管系軸向受力降低的同時也降低了二次應(yīng)力水平，管系應(yīng)力水平均在規(guī)范范圍之內(nèi)，如表11.

表11 優(yōu)化后各工況應(yīng)力水平

4 結(jié)論

(1) 在工程設(shè)計中，船舶管系大都是運(yùn)用三維軟件根據(jù)經(jīng)驗放樣，較少考慮一次應(yīng)力、二次應(yīng)力過高所造成的管路破壞，特別是連接泵、換熱器等敏感設(shè)備的管系，更應(yīng)合理布局支架位置，協(xié)調(diào)統(tǒng)籌考慮管路應(yīng)力.

(2) 當(dāng)管子與敏感設(shè)備管口相連接時，不宜采用長直管段直接與其相連，造成熱脹推力過大導(dǎo)致二次應(yīng)力超標(biāo)和破壞設(shè)備管口的現(xiàn)象發(fā)生，當(dāng)單純修改支架無法有效減小應(yīng)力集中現(xiàn)象，可以采用相應(yīng)的管路自然補(bǔ)償手段如‘π’ ‘Z’型自然補(bǔ)償.對于連接設(shè)備的管線較長時，優(yōu)先采用‘π’型自然補(bǔ)償方案，通過增加尺寸y的長度可以有效的減小管路熱脹推力對設(shè)備管嘴的影響；但是對于連接設(shè)備的管線較短采用‘π’型自然補(bǔ)償時，管路熱脹變形較大會直接影響到管嘴使管嘴處彎矩載荷超標(biāo)；因此連接設(shè)備管線較短時可以采用‘Z’型自然補(bǔ)償方案，其補(bǔ)償能力雖然沒有‘π’型自然補(bǔ)償高，但是管路熱脹變形較小因此對管嘴載荷影響較小，可以同時滿足管嘴力與力矩許用載荷要求.

(3) 當(dāng)管系二次應(yīng)力與設(shè)備管口載荷同時超標(biāo)時，由于設(shè)備管口載荷更加保守，應(yīng)優(yōu)先對設(shè)備管口進(jìn)行柔性設(shè)計，對設(shè)備管口進(jìn)行保護(hù).