晃蕩力對FPSO貨油艙管道的影響分析

李明昕，李 麗

（大連中遠(yuǎn)海運重工有限公司，遼寧大連 116000）

0 引言

浮式生產(chǎn)儲卸油裝置（Floating Production Storage Offloading，F(xiàn)PSO）是一艘集生產(chǎn)、儲存、卸載油等功能為一體的浮式超級巨無霸[1]。FPSO 長期系泊在深海，從事不間斷生產(chǎn)，一般設(shè)計要求需承受百年一遇的海況，并做到20～25年不進(jìn)塢。雖然FPSO 的抗風(fēng)浪能力較強，但風(fēng)、浪、流、潮會造成船舶搖晃，從而引起液貨艙內(nèi)液體晃動。液體晃蕩產(chǎn)生的晃蕩載荷作用到艙壁、艙內(nèi)管路和支架上，若不給予關(guān)注和考慮，則會引起管路與支架的損壞，造成系統(tǒng)癱瘓，進(jìn)而引起重大經(jīng)濟損失。本論文以Woodside項目FPSO改裝船中的貨油系統(tǒng)為例，研究晃蕩載荷對管路和支架的影響。

1 理論介紹

1.1 定義

晃蕩，顧名思義是指容器內(nèi)帶有自由表面的液體在外界激勵下的運動[2]?；问帀毫κ侵赣捎诖斑\動導(dǎo)致艙內(nèi)液體自由運動而產(chǎn)生的壓力?；问幍奶攸c是存在自由面，液體在有限的空間內(nèi)運動。當(dāng)貨油艙裝載時，貨油受船舶搖晃而運動，產(chǎn)生晃蕩壓力直接作用到艙壁及內(nèi)部構(gòu)件上，晃蕩運動水平表明艙內(nèi)液體晃蕩的劇烈程度及晃蕩載荷大小。最大的晃蕩壓力通常出現(xiàn)在靜態(tài)自由液面和垂直艙壁的交界處、水平加強筋和垂直艙壁的交界處以及艙室頂部斜角處。

1.2 目的

本文目的是計算晃蕩載荷對貨油管路的影響，確保管路尺寸、材料選用合理，保障整個系統(tǒng)能安全有效的運行。

貨油系統(tǒng)是FPSO 上非常重要的管道系統(tǒng)，是油田生產(chǎn)作業(yè)正常運行的保障。本項目共設(shè)置13個貨油艙，1 個不合格品艙，1 個清潔污油艙，2 臺貨油泵（一備一用）。貨油泵為蒸汽透平驅(qū)動，透平機安裝在機艙，貨油泵安裝在泵倉，中間通過甲板密封單元和萬象聯(lián)軸節(jié)進(jìn)行聯(lián)結(jié)。因多艙共用一泵，故艙內(nèi)管路相互連接，若某一點損壞，整個系統(tǒng)功能將失效，將對整個FPSO 的安全運行造成威脅并造成巨大經(jīng)濟損失。因此，必須對管道系統(tǒng)進(jìn)行詳細(xì)的應(yīng)力分析，保證其管路布置及強度能承受各種偶然外載力。

當(dāng)艙內(nèi)貨油未裝滿時，貨油隨船舶搖擺晃動到一側(cè)，接著液體以相當(dāng)大的慣性力晃動到另一側(cè)。

當(dāng)船舶搖擺周期接近油艙內(nèi)貨油晃動的運動周期時，高速運動的液體對油艙內(nèi)表面及部分結(jié)構(gòu)產(chǎn)生沖擊力。艙越寬，晃動越厲害，沖擊力也越大，致使船體艙壁、管路、支架產(chǎn)生局部應(yīng)力，當(dāng)達(dá)到一定限度，可造成構(gòu)件的變形甚至損壞[3]。FPSO 泵艙貨油泵典型原理圖見圖1。

圖1 FPSO 泵艙貨油泵典型原理圖

1.3 晃蕩載荷評估

當(dāng)船舶運動固有周期接近貨艙內(nèi)液體運動的自然周期時，會產(chǎn)生共振，進(jìn)而引起貨艙內(nèi)液體出現(xiàn)明顯的液面變化及載荷增加的現(xiàn)象[1]。船東計算了縱向和橫向的液體自然周期與船舶運動固有周期。各艙共振結(jié)果見表1。在非共振條件下，對貨油管道上的水動力載荷進(jìn)行計算；在共振情況下，對附加的晃蕩載荷進(jìn)行計算。

表1 共振狀態(tài)表

晃蕩載荷作用到管路上的縱向載荷約為6 kN/m2，橫向載荷約為4 kN/m2?？v向載荷為艙內(nèi)液體在不同液面引起的共振而產(chǎn)生的流動波或沖擊波載荷中的最大值。由于橫向上沒有共振，所以只考慮了流動波荷載。表2 為晃動載荷作用到不同管路上的載荷值。

表2 晃蕩載荷值

2 CEASAR Ⅱ應(yīng)力計算與分析

2.1 設(shè)計輸入

Woodside 項目是由一艘由超大型油輪（Very Large Crude Carrier，VLCC）改裝而成的FPSO。貨油泵為原船設(shè)備，管路全部換新，管路材質(zhì)為API 5L Gr.B。貨油主管路長762.00 mm，壁厚7.92 mm，支管長559.00 mm，壁厚5.54mm，系統(tǒng)設(shè)計溫度60.0 ℃，操作溫度45.0 ℃，最低環(huán)境溫度14.6 ℃，設(shè)計壓力為1 770 kPa，管道應(yīng)力分析符合ASME B31.3 規(guī)范。

2.2 C AESAR II 模擬

以貨油艙第四艙管路為例，建立管路布置、支架約束、船艙固定約束模型，見圖2，其中數(shù)字表示支架約束點號。

圖2 管路模型

將晃蕩載荷值輸入到CAESAR Ⅱ軟件中，作用力示意圖見圖3。

2.3 工況建立

應(yīng)力分析中考慮一次應(yīng)力（持續(xù)）、二次應(yīng)力（膨脹）、晃蕩載荷對管道的沖擊是通過工況組合的方式實現(xiàn)的，見表3。Woodside FPSO 項目的基本工況與晃蕩工況彼此獨立，兩者的區(qū)別在于均布載荷的輸入值不同，基本工況輸入的均布載荷值為船體加速度，晃蕩工況輸入的均布載荷值為晃蕩載荷。表3 中：W為重力；WW為管道充滿水的重力；WNC為空管質(zhì)量；PH為液壓試驗壓力；T1為操作溫度；T2為最高設(shè)計溫度；T3為最低環(huán)境溫度；P1為設(shè)計壓力；U1為船長方向加速度或晃蕩載荷；U2為船寬方向加速度或晃蕩載荷；U3為垂直方向加速度或晃蕩載荷。

表3 工況列表

2.4 應(yīng)力計算結(jié)果

由表4 和表5 可以看出，基本工況下管路一次應(yīng)力與二次應(yīng)力都在規(guī)范要求的許用范圍內(nèi)，支架載荷受力都在合理范圍內(nèi)。晃蕩工況下管路一次應(yīng)力超過許用值，值已經(jīng)接近基本工況的兩倍。如圖4 所示，超標(biāo)點很多，全部為一次應(yīng)力超標(biāo)位置，晃蕩工況下支架載荷受力增值也明顯。

表4 應(yīng)力計算結(jié)果

表5 支架載荷受力結(jié)果

圖4 晃蕩工況應(yīng)力狀態(tài)圖

2.5 優(yōu)化方案

根據(jù)應(yīng)力計算結(jié)果，需要解決的問題是晃蕩工況下一次應(yīng)力超標(biāo)的問題。一次應(yīng)力的基本特征是非自線性，其始終隨所加載荷的增加而增加，超過屈服極限或持久強度將使管道發(fā)生塑性破壞或者總體變形。

一次應(yīng)力超標(biāo)判定公式為[4]

式（1）～式（4）中：SL為縱向應(yīng)力；Sb為彎曲應(yīng)力；Slp為壓力引起的縱向應(yīng)力；St為扭轉(zhuǎn)應(yīng)力；Fax為軸向力；Ia為軸向應(yīng)力增大系數(shù)；Ii為平面內(nèi)應(yīng)力增大系數(shù)；Io為平面外應(yīng)力增大系數(shù)；It為扭轉(zhuǎn)應(yīng)力增大系數(shù)；Mi為平面內(nèi)力矩；Mo為平面外力矩；Mt為扭轉(zhuǎn)力矩；Z為管道截面模量；Do為外徑；Di為內(nèi)徑；P為壓力；Ap為管道截面積；Sh為熱態(tài)許用應(yīng)力。

由式（1）～式（3）可知，當(dāng)截面積增大或彎矩減小時，一次應(yīng)力值會降低。所以降低一次應(yīng)力可以通過增加管壁厚或者增加支架來降低彎矩的方式來解決。

優(yōu)化后管路的應(yīng)力計算結(jié)果見表6。其中，方案1 為管壁厚由sch 10 增加到sch XS。方案2 為增加支架約束，新增加支架約束位置見圖5。由表6可知，當(dāng)增加管壁厚時，管路一次應(yīng)力與二次應(yīng)力均在許用范圍內(nèi)。但是當(dāng)用增加支架約束的方式時，雖然一次應(yīng)力滿足了許用要求，但是二次應(yīng)力超出許用值2.5 倍，這是因為支架約束限制了管路的變形，導(dǎo)致其不能與外力平衡，從而產(chǎn)生變形約束應(yīng)力。因此，最終判定方案1 為最優(yōu)方案，實際應(yīng)用于項目中。

表6 優(yōu)化后的應(yīng)力計算結(jié)果

3 結(jié)論

本文基于管道應(yīng)力分析軟件CAESAR Ⅱ，以WOODSIDE FPSO 項目的貨油系統(tǒng)為例，分析了晃蕩載荷的影響。結(jié)果表明：晃蕩載荷的作用會使管材一次應(yīng)力超標(biāo)，引起管路斷裂。在初始設(shè)計時應(yīng)著重考慮晃蕩載荷的影響，避免其破壞，一般可通過增加管壁厚的方式來實現(xiàn)。