載重量38 000 t化學(xué)品船甲板蒸汽管路應(yīng)力分析

王炬成，高霆，劉培全

(1.江蘇科技大學(xué) 船舶與海洋工程學(xué)院，江蘇 鎮(zhèn)江 212003；2.江蘇現(xiàn)代造船技術(shù)有限公司，江蘇 鎮(zhèn)江 212003)

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載重量38 000 t化學(xué)品船甲板蒸汽管路應(yīng)力分析

王炬成1，高霆1，劉培全2

(1.江蘇科技大學(xué) 船舶與海洋工程學(xué)院，江蘇 鎮(zhèn)江 212003；2.江蘇現(xiàn)代造船技術(shù)有限公司，江蘇 鎮(zhèn)江 212003)

針對化學(xué)品船甲板大通徑縱向蒸汽管路在熱膨脹和船舶縱向彎曲影響下的管路內(nèi)膨脹彎和支架合理設(shè)計問題，利用CAESAR II平臺，對依據(jù)船廠補償習(xí)慣設(shè)計的蒸汽管路進行建模，對管路在多工況條件下受到的熱應(yīng)力和波浪導(dǎo)致船舶縱向彎曲的彎曲應(yīng)力進行分析，結(jié)果表明，當(dāng)大通徑蒸汽管路膨脹彎的彎曲柄長度為管路通徑的7倍、補償間距為20 m時，管路應(yīng)力滿足規(guī)范要求。在船舶生產(chǎn)設(shè)計中結(jié)合使用CAESAR II和tribon可為甲板區(qū)長距離縱向管路的變形補償設(shè)計提供幫助。

蒸汽管；CAESAR II；熱應(yīng)力；縱向彎曲

化學(xué)品船甲板管路復(fù)雜，為保證深井泵、貨艙蓋等設(shè)備必需的操作空間,以及步橋通道后甲板面管路的排列緊湊，應(yīng)考慮到蒸汽管路的熱膨脹變形及船舶在波浪中的總縱彎曲，蒸汽管路必須進行柔性設(shè)計。管系工程師在生產(chǎn)設(shè)計時通常按經(jīng)驗公式每25 m設(shè)計1個膨脹彎，但膨脹彎的尺寸和實際補償效果是沒有校核的，隨著現(xiàn)代化學(xué)品船貨品的變化，蒸汽管路的尺寸也在不斷加大，在彎曲處會出現(xiàn)采用定型彎頭的情況，根據(jù)經(jīng)驗公式進行的設(shè)計經(jīng)常受到船東的質(zhì)疑[1]。針對載重量38 000 t化學(xué)品船的甲板蒸汽管路，借助CAESAR II軟件對蒸汽管路從溫度和船體在波浪中的變形進行應(yīng)力分析，實現(xiàn)蒸汽管路的優(yōu)化設(shè)計。

1 管路布置

化學(xué)品船載重量38 000 t，船長182.8 m，型寬32 m，共有30個液貨艙，由2路主蒸汽管供氣，管徑為168 mm，每路負(fù)責(zé)對15個艙進行蒸汽加熱。經(jīng)過綜合考慮，在保留甲板面通行空間和深井泵維修空間后，蒸汽管路布置于甲板上步橋兩側(cè)距離甲板面2.1 m、距離步橋1.5 m處，每路縱向長度為97 m，末端通過疏水閥組與凝水管連接。根據(jù)經(jīng)驗，每路主蒸汽管共設(shè)置4組膨脹彎,長1.5 m、曲柄長0.9 m，蒸汽支管外徑為60 mm。由于船廠生產(chǎn)能力限制，外徑168 mm的管路在彎曲處采用1.5倍對接焊定型彎頭。管路支撐設(shè)計為每隔3 m設(shè)置1個預(yù)絕緣管支架，限制管路徑向位移，與管子的摩擦系數(shù)為0.1。管路具體布置見圖1。

①-甲板蒸汽管縱向主管；②-深井泵維修空間；③-縱向步橋；④-甲板凝水管縱向主管；⑤-甲板橫梁圖1 甲板面縱向管路布置

2 管路應(yīng)力校核條件

管路在壓力、機械及熱負(fù)荷等作用下，在全管路或某些區(qū)域產(chǎn)生不同性質(zhì)的應(yīng)力，具體如下。

1)內(nèi)壓或外壓產(chǎn)生的沿管路圓周切線方向的環(huán)向應(yīng)力。

2)內(nèi)壓引起的沿管路半徑方向的徑向應(yīng)力。

3)管路自重、熱膨脹作用引起的剪切應(yīng)力。

4)管路自重、彎曲、熱膨脹及內(nèi)外壓力引起的軸向應(yīng)力[2]。

蒸汽管是非高壓管，在管路日常運行中軸向應(yīng)力占主導(dǎo)地位，環(huán)向應(yīng)力、徑向應(yīng)力剪切應(yīng)力較小，因此根據(jù)GB50316的規(guī)定對蒸汽管路進行應(yīng)力校核時主要考慮軸向應(yīng)力[3]。

按應(yīng)力對蒸汽管的破壞作用，應(yīng)力可以分為由外加載荷(如壓力、重力)導(dǎo)致斷裂破壞的一次應(yīng)力和由位移載荷(如熱膨脹、附加位移)導(dǎo)致疲勞斷裂的二次應(yīng)力。一次應(yīng)力是滿足與外載荷的平衡關(guān)系，隨載荷的增加而增加，無自限性，當(dāng)應(yīng)力超過屈服極限時，管道產(chǎn)生塑性變形而破壞。因此一次應(yīng)力σ1的校核條件是：

(1)

式中：[σ]h是最高溫度下的許用應(yīng)力[4]。

蒸汽管路彈性應(yīng)力變化如圖2所示，當(dāng)?shù)谝淮伍_機時隨著溫度的升高應(yīng)力沿OA變化，當(dāng)超過σs(屈服應(yīng)力)后，管路發(fā)生塑性變形，應(yīng)力由于自限性而逐漸降低，不斷逼近AB，最終停止于B點。停機后溫度降低，應(yīng)力沿BC變化，冷卻至常溫時應(yīng)力到達C點，管路內(nèi)有殘余應(yīng)力。再次開機后，應(yīng)力沿CB變化，最終停止于B點，此后反復(fù)沿BC變化，不再產(chǎn)生塑性變形。

圖2 兩端固定材料彈塑性變形應(yīng)力應(yīng)變循環(huán)

當(dāng)最大應(yīng)力大于2倍的σs時，第一次開機后，管路應(yīng)力先沿OA變化，超過σs后沿AD變化，最終停止于D點。停機后溫度降低，應(yīng)力沿DE變化，當(dāng)應(yīng)力達到反向σs時又發(fā)生反向塑性變形，應(yīng)力不斷逼近EF，最終停止于F點，管內(nèi)殘余應(yīng)力為-σs。再次開機后應(yīng)力沿FG變化，隨著溫度升高，應(yīng)力會再次超過σs發(fā)生塑性變形，可見，此后每次開關(guān)機應(yīng)力將沿FGDE循環(huán)，不斷產(chǎn)生塑性變形，導(dǎo)致疲勞失效。

因此，管路的安定性條件是σ1+σ2≤2σs，由于許用應(yīng)力[σ]的安全系數(shù)是1.5，因此σ1+σ2≤3[σ]，考慮不同溫度下的許用應(yīng)力不等，取冷態(tài)許用應(yīng)力[σ]c和熱態(tài)許用應(yīng)力[σ]h的平均值，因此

(2)

為進一步留出安全裕量，將1.5改成1.25，考慮到高循環(huán)的情況，引入應(yīng)力許用范圍減小系數(shù)f，則式(2)修正為

(3)

式(3)就是管路進行二次應(yīng)力校核的條件，對于化學(xué)品船上的蒸汽管路，其溫度變化頻率和波浪影響頻率都遠(yuǎn)小于7 000，f值取1即可[4-5]。

3 應(yīng)力分析

CAESAR II軟件是國際上通用的管道設(shè)計軟件，根據(jù)tribon中蒸汽管路的布置情況，選擇一組蒸汽、凝水管路在CAESAR II中進行建模，tribon中的管路數(shù)據(jù)通過抽取節(jié)點的形式導(dǎo)入CAESAR II。由于管路上的支架采用的是僅允許管路作軸向位移的PB型管夾，因此在CAESAR II中對管路的每個支架處設(shè)置節(jié)點并對該節(jié)點的Y、Z2個方向進行位移限定，最終建模結(jié)果見圖3、4。

圖3 一組蒸汽、凝水管路三維圖

圖4 蒸汽、凝水管路連接

3.1 溫度對管路的影響

考慮到本船的實際航區(qū)和工況，采用170 ℃溫度載荷，隨著溫度的變化，管路必然發(fā)生熱脹冷縮，由于管路采用預(yù)絕緣支架，只能起到導(dǎo)向作用，因此在管路兩端的膨脹彎處應(yīng)力較大，加上彎曲處采用了對焊彎頭，需考慮應(yīng)力增大系數(shù)，結(jié)果如圖5所示。

圖5 溫度對管路的影響

可見，在170 ℃時按經(jīng)驗設(shè)計的膨脹彎處因膨脹補償不足應(yīng)力已達到許用應(yīng)力的114%，而疏水閥組處因閥組視為剛性元件導(dǎo)致應(yīng)力達到許用應(yīng)力的205%，60 mm的支管處因管子柔性較大，應(yīng)力為許用應(yīng)力的37%。

3.2 總縱彎曲對管路的影響

船舶在海面航行時會受到重力、浮力、慣性力、波浪沖擊力等外力影響，其中對甲板縱向管路影響最大的是由于船舶重力和浮力引起的的沿船長方向的總縱彎曲變形。

由于組成船體各分段的重力與浮力的最終平衡值通常是不相等的。這種重力與浮力沿船長方向的不均勻分布，在產(chǎn)生剪切應(yīng)力的同時，也產(chǎn)生了總縱彎曲力矩，使船體發(fā)生總縱彎曲。彎矩的最大值在船中附近，向艏艉端逐漸減小。當(dāng)船舶在海上遇到波長等于船長、波高等于波長1/20的標(biāo)準(zhǔn)坦谷波時，船發(fā)生最大中拱和中垂彎曲[7]。在總縱彎曲的影響下船舶主甲板面發(fā)生彎曲變形，通過管支架帶動甲板縱向管路產(chǎn)生縱向彎曲變形。

重力引起的彎曲與船舶載重和壓載狀態(tài)有關(guān)，不隨時間變化，其產(chǎn)生的撓度變形對甲板蒸汽管路產(chǎn)生初始位移載荷，根據(jù)船舶撓度估算公式

(4)

估算出在空載工況靜水中下蒸汽管路各點的撓度值，其中8個站點的偏移值見表1。

表1 管路撓度 mm

對于波浪引起的縱向彎曲主要考慮波浪加速度的偶然載荷。波浪加速度的確定可采用波浪水質(zhì)點加速度運動方程。

(5)

根據(jù)式(5)估算出坦谷波對船舶甲板蒸汽管路影響的加速度約為0.3g[8-9]。

對于偶然載荷一般采用的應(yīng)力校核公式為

(6)

利用CAESAR II對甲板蒸汽管路各支架處施加初始位移載荷，并對管路施加同方向的加速度后可得到波浪對管路的應(yīng)力影響。

3.3 其他因素對管路的影響

除了溫度和縱向彎曲外，管路的內(nèi)壓、環(huán)境的風(fēng)載荷也會對甲板蒸汽管路有一定的影響?？紤]到管路的內(nèi)壓只有0.9 MPa，對168×11的管路來說壓力影響不大。甲板蒸汽管在布置時靠近中部步橋，兩側(cè)有其他管路遮擋，加上管路沿船舶縱向布置，因此風(fēng)對管路的影響可以忽略。

3.4 組合工況分析

選擇船舶滿載、空載、靜水、波浪等條件下的極限工況進行綜合分析，工況見表2。

表2 工況說明

注：W-管道、介質(zhì)、絕緣重量；P1-設(shè)計壓力；D1-滿載位移載荷；T1-工作時蒸汽溫度；U1-位移加速度載荷；D2-空載位移載荷；OPE-操作工況；SUS-持續(xù)工況，用于校核一次應(yīng)力；EXP-膨脹工況，用于校核二次應(yīng)力；OCC-偶然工況，用于校核偶然應(yīng)力[10-11]。

按表2工況，最終需校核CASE5～9以及CASE12～13共7個工況。經(jīng)系統(tǒng)分析計算除疏水閥組處應(yīng)力超標(biāo)外各膨脹彎處最大應(yīng)力見表3。

表3 最大應(yīng)力

OCC工況反映了波浪的影響，在已考慮管路溫度膨脹的情況下波浪對管路的影響不大，軸向應(yīng)力達到許用應(yīng)力的23%，但波浪載荷疊加到溫度載荷上時，在空載中拱受波浪位移加速度影響下的膨脹工況下應(yīng)力達到最大值，此時已超出管材許用應(yīng)力的34.9%，在彎曲處采用1.5倍定型彎頭的蒸汽管在按經(jīng)驗值進行設(shè)計時已不能滿足使用要求，必須對管路進行調(diào)整。

4 管路優(yōu)化

1)曲柄加長至1 050 mm，即7倍管路通徑。

2)增加一組膨脹彎，為盡量平均利用膨脹彎補償，將直管段劃分成兩端9 m中間4段18 m。

3)在疏水閥組兩端各增加1個支架，以降低閥組連接處的應(yīng)力。

重新計算調(diào)整后的管路，閥組處的應(yīng)力降低為75.03 MPa是許用應(yīng)力的41%，CASE9工況下彎頭處最大應(yīng)力降低為157 MPa,是許用應(yīng)力的85.8%，支管處應(yīng)力下降為許用應(yīng)力的32%。

5 結(jié)論

1)對于膨脹補償，彎管的效果要明顯好于彎頭，但很多船廠受加工能力的限制對大于通徑150的管路90°彎曲只能采用彎頭，為盡量減少膨脹彎的占用空間，通過對不同管徑的受力分析，發(fā)現(xiàn)采用定型彎頭的膨脹彎應(yīng)每20 m設(shè)置一組，且彎曲柄長度應(yīng)為管路通徑的7倍時管內(nèi)應(yīng)力滿足規(guī)范要求。

2)對于受熱應(yīng)力的管路來說，支架的布置對管路受力的影響較大，由于支架以支撐、導(dǎo)向功能為主，因此對于剛性元件處應(yīng)適當(dāng)增加支架數(shù)量以降低元件接口處應(yīng)力，膨脹彎處的支架不能設(shè)置在曲柄上。

3)對于受熱應(yīng)力為主的管路來說，船體橫向撓度導(dǎo)致的管路橫向彎曲對管路應(yīng)力影響不大，可在二次應(yīng)力校核基礎(chǔ)上增加5%的裕量即可。

利用CAESAR II對載重量38 000 t化學(xué)品船甲板蒸汽管路進行應(yīng)力分析，對管路的布置進行優(yōu)化，為船廠節(jié)省了材料，提高了化學(xué)品船甲板空間利用率，對類似船舶的甲板縱向長距離管路的設(shè)計有參考價值。在研究中對管路布置的局部細(xì)節(jié)、海浪的情況、蒸汽管路的沿程溫度變化作了一定程度的簡化，結(jié)論偏向于保守，對于實際海況下管路的應(yīng)力分布有待深入研究。

[1] 萬瑜,鄧廣發(fā),李燁.基于CAESARⅡ的主蒸汽管道應(yīng)力超標(biāo)分析與治理[J].化工機械,2015,42(5)：666-668.

[2] 任建輝,湯波,姬紅斌,等.長管道液壓沖擊及吸收AMESim仿真分析[J].船海工程，2015,44(2):44-46.

[3] 唐永進.壓力管道應(yīng)力分析[M].北京：中國石化出版社，2012.

[4] 宋岢岢.工業(yè)管道應(yīng)力分析與工程應(yīng)用[M].北京：中國石化出版社，2011.

[5] 高智勤.CAESARII在管道應(yīng)力分析中的應(yīng)用[J].廣東化工，2014，41(15)：213-215.

[6] 王超，竇培林.FPSO壓載水系統(tǒng)中玻璃鋼管的應(yīng)用及應(yīng)力分析[J].中外船舶科技，2011(2)：23-25.

[7] 郭保昌.基于分布式應(yīng)變響應(yīng)的船體結(jié)構(gòu)變形撓度測量方法研究與驗證[J].四川兵工學(xué)報,2014(3):90-94.

[8] 駱陽,朱仁慶,劉永濤.FPSO與運輸船旁靠時液艙晃蕩與船舶運動耦合效應(yīng)分析[J].江蘇科技大學(xué)學(xué)報,2015，29(4):307-316.

[9] 陳愛國,王成勇,葉家瑋.艦船波浪運動加速度積分誤差糾正與預(yù)報[J].深圳大學(xué)學(xué)報理工版,2013(6):565-571.

[10] 王長振,徐岸南,王德禹.LNG船低溫管路應(yīng)力分析[J].船舶工程,2010,32(2)：36-39.

[11] 張海成,劉敏,羅翃,等.海洋平臺棧橋管道應(yīng)力分析的模擬方法[J].中國造船,2011,52(增刊1)：200-203.

Stress Analysis of Deck Steam Line for 38 000 DWT Chemical Carrier

WANG Ju-cheng1, GAO Ting1, LIU Pei-quan2

(1.College of Naval Architecture and Ocean Engineering, Jiangsu University of Science and Technology, Zhenjiang Jiangsu 212003, China;2.Jiangsu Modem Shipbuilding Technology Co., Ltd., Zhenjiang, Jiangsu 212003, China)

With regard to the reasonable design of the expansion bends and supports for a chemical carrier’s deck longitudinal steam lines with big diameter under the influence of thermal expansion and hull longitudinal bending, the steam line model was established in CAESAR II. After analyzing the pipe thermal stresses under various working conditions and carrier longitudinal bending stresses due to waves, the stress distribution was studied. It is found that for a big diameter steam line, when the length of bending crank is 7 times of the pipe diameter and the compensation space is 20 meters, the stress of the steam line can meet the requirement of regulation. The application of CAESAR II and Tribon in ship production design may offer assistance in the deformation compensation design of long distance longitudinal lines on the deck.

steam line; CAESAR II; thermal stress; longitudinal bending

10.3963/j.issn.1671-7953.2017.04.020

2016-10-24

國家自然科學(xué)基金資助項目(51509114)

王炬成(1978—)，男，碩士，講師

研究方向：船舶與海洋工程

U662.2

A

1671-7953(2017)04-0090-04

修回日期：2016-11-08