復雜工況下FPSO海水冷卻系統應力分析及設計優化

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

(1.江蘇科技大學 能源與動力學院, 鎮江 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)

浮式生產儲卸油裝置(floating production storage and offloading, FPSO)是目前海工產品及深海資源利用中的高技術產品.近年來，隨著技術不斷的進步，FPSO的作業范圍和作業能力都在不斷的擴大和提高，已成為面向不同水深、不同環境條件的海上油氣開發的主流手段，預計到2025年FPSO市場規模將達到770億美元[1].文獻[2]分析了FPSO上部模塊管道應力計算的方法，并強調管道應力分析對于FPSO生產安全的重要性.文獻[3]對FPSO上部模塊玻璃鋼管道進行應力分析和疲勞校核，為玻璃鋼管道應力分析規范化提供了依據.文獻[4]利用CAESAR II軟件對FPSO管線進行柔性分析，保障管道自身及其相連的機器、設備、支撐的安全.文獻[5]詳細介紹了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行校核和修改.可以看出，目前大多數FPSO管道應力分析主要使用CAEAR II軟件并集中在上部模塊整體應力分析，對于機艙內復雜工況下含有多個轉動設備的管道系統應力分析研究較少.此外，對于FPSO管道應力分析的優化主要集中于管線走向調整和支架形式或者位置的變動，但是補償器的形狀和位置對于減小管道和管嘴的應力研究比較少.FPSO海水冷卻系統主要布置在機艙內，系統包括了離心泵、板式換熱器.由于此系統涉及敏感設備，為了保障管路系統和設備的安全運行，文中采用CAESAR II軟件對FPSO海水冷卻系統管系和管嘴進行應力分析與優化設計，經驗證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管路系統施加合理的載荷進行應力分析與管嘴校核，分析結果可以為FPSO含有多種敏感設備的機艙管道系統的設計、應力降低措施提供依據.

1 應力分析準則條件

1.1 持續載荷作用下的一次應力

FPSO管道的內壓、軸向力、重力等外加載荷產生的一次應力具有非自限性[7-8].校核條件為：

σl≤σh

(1)

(2)

式中：σ1為一次應力，MPa；σL為管道縱向應力，Mpa；σh為材料在預計最高溫度下的許用應力；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 偶然應力

FPSO在承受風載荷及加速度情況下，會產生偶然載荷，許用應力校核條件為：

σocc≤1.33σh

(3)

式中：σocc為偶然應力，Mpa.

1.3 溫差引起的二次應力

由于FPSO海水管路的溫度變化范圍寬，其熱脹、冷縮、端點位移等載荷的作用產生二次應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為最大位移應力范圍；σA為許用應力范圍；f為管道位移應力范圍減小系數.

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

2 應力分析

2.1 初始管路布置

FPSO海水冷卻系統布置在機艙內由30寸主管和眾多連接敏感設備(立式海水泵、換熱器)支管組成，管道材料為A106B，介質為海水，密度為999.555 kg/m3.設計溫度為47 ℃；操作溫度為32 ℃；環境溫度為21 ℃；設計壓力為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海水冷卻管路系統位于機艙內，與立式海水泵、換熱器相連接，設備具體建模方式如圖2，使用固定支架來模擬設備管嘴，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備殼體在工作狀態下的熱傳遞、并通過固定支架和無重量剛性件相連接模擬設備基座，這種建模方式可以相對精確的模擬出設備管嘴在工作狀態下的熱態位移.

圖2 設備在CAESAR II中建模方式

在海洋環境中主要受持續性載荷(deadweight loads)、熱脹載荷(thermal loads)、波浪作用產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；Cb方形系數；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，L為船長，m；，計算公式為：

(16)

式中：dLC為相應裝載工況下的船中吃水，m；D為型深，m；x,y,z為計算點的縱向、橫向和垂向坐標，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管系中，如圖3.

圖3 CAESAR II均布載荷輸入

2.3 工況組合

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

表1 海水冷卻系統工況組合

2.4 應力分析結果

應用CAESAR II對10種工況進行應力分析，最大應力結果如表2.

表2 各工況下最大應力

由表3可知，L1、L4、L7工況產生的一次應力水平不到許用應力30%，可以判斷出管系支架跨距設置合理，不會發生管子垮塌現象.L8、L10工況產生的二次應力超出許用應力,通過圖4應力分析云圖和圖5應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力過大，從而導致支管與三通處二次應力超標.|Fx|為力的模數值；|Mx|為彎矩的模數值.

表3 換熱器管嘴校核

圖4 應力分析云圖

圖5 應力受力趨勢

2.5 管嘴校核

由于海水冷卻系統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，因此保證設備管嘴載荷小于廠商許用載荷和規范要求是應力分析關鍵.

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，最高可達許用載荷的31.5倍.由此可得，設備連接處直管柔性不足產生過大軸向推力是造成管嘴載荷超標的主要原因.

3 管路優化

3.1 泵管嘴受力優化

熱脹推力是造成管子二次應力超標和設備管嘴載荷過大的主要原因，可以采用管系柔性化設計，改善二次應力超標現象[13-15].

由管道熱脹推力ΔL和熱脹應力σ計算公式為：

ΔL=α·L·ΔT

(17)

σ=Eε=E·α·ΔT

(18)

隨著城市的高速發展，社會飛速變遷，給傳統的農村社會結構帶來的沖擊是前所未有，一些鄉村人才流失，居民幸福感低下、鄉村空心化、農民老齡化、鄉村治理缺失等問題日漸顯現。實施鄉村振興戰略的邏輯起點變成了城鄉發展不平衡、鄉村發展不充分的現實境況，鄉村振興直接影響著我國全面建成小康社會的質量。因此，發現與提升鄉村內在價值、推動城鄉均衡發展，成為推動鄉村全面振興的重要途徑。

由于熱脹應力的作用下，管道將會對設備管嘴產生熱脹推力P，具體計算公式為：

P=σ·F

(19)

式中：σ為管路產生的熱脹應力，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力對于設備管嘴產生的推力與管路長度無關，只和管子材料、橫截面積、溫差有關.

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，僅通過調整支架位置，無法有效改善應力集中現象，因此可以采用‘π’‘Z’兩種自然補償方式對管系進行優化減小管嘴載荷.

3.1.1 ‘π’形自然補償優化方案

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

圖7 ‘π’形自然補償

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’形自然補償對管路的補償效果，總結出最佳‘π’形自然補償設計原則.

通過更改相對位置r(表5)分析自然補償效果，結果如表6.

表5 只改變相對位置r

表6 只改變相對位置r管嘴校核結果

由表6可知，只改變相對位置r對于管路補償效果沒有明顯差別，將相對位置r固定為1/2通過進一步改變尺寸x、y(表7)，研究自然補償效果，結果如表8.

表7 改變尺寸x、y

表8 改變尺寸x、y管嘴校核結果

由表8可得，當僅改變尺寸x、尺寸y固定為0.1L時，管嘴校核結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，管路自然補償導致的管路形變導致了管嘴處彎矩過大而超標；當僅改變尺寸變尺寸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超出許用載荷.

因此可以看出，設置‘π’形自然補償時，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y尺寸已經滿足管路柔性需求時，進一步增加y長度則效果不明顯，意義不大.同時當管段過短，設置‘π’形自然補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致管嘴處彎矩過大，造成管嘴許用載荷超標.綜上所述，采用‘π’形自然補償不能使管嘴載荷低于許用載荷.

3.1.2 ‘Z’形自然補償優化方案

由圖8所示，通過CAESAR II軟件對泵口直管段進行‘Z’形自然補償，經過對‘π’形自然補償優化方案的探討，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設為0.1L并帶入到模型中如圖9，結果如表9.

圖8 ‘Z’形自然補償

圖9 ‘Z’形柔性設計

表9 ‘Z’形自然補償

由表9可得，當尺寸y設為0.1L時，管嘴處軸向推力雖然大于‘π’形自然補償優化方案，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 換熱器管嘴受力優化

由圖10可以看出，由于支架設置的不合理導致了管系自帶彎頭不能很好地去補償由于溫度導致的熱脹載荷從而造成了換熱器管嘴受力超標.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

取消垂直管段的導向支架，恢復管系自然補償能力.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，在遠處管系設置止推支架承受承受遠端管道的水平推力，避免作用于泵管口處，如圖11.優化后換熱器管嘴受力見表10.

圖11 支架變動

表10 優化后換熱器管嘴校核

由表10可以看出，經過支架的調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 管路應力優化

經過設備管嘴的優化，管系軸向受力降低的同時也降低了二次應力水平，管系應力水平均在規范范圍之內，如表11.

表11 優化后各工況應力水平

4 結論

(1) 在工程設計中，船舶管系大都是運用三維軟件根據經驗放樣，較少考慮一次應力、二次應力過高所造成的管路破壞，特別是連接泵、換熱器等敏感設備的管系，更應合理布局支架位置，協調統籌考慮管路應力.

(2) 當管子與敏感設備管口相連接時，不宜采用長直管段直接與其相連，造成熱脹推力過大導致二次應力超標和破壞設備管口的現象發生，當單純修改支架無法有效減小應力集中現象，可以采用相應的管路自然補償手段如‘π’ ‘Z’型自然補償.對于連接設備的管線較長時，優先采用‘π’型自然補償方案，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備管嘴的影響；但是對于連接設備的管線較短采用‘π’型自然補償時，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；因此連接設備管線較短時可以采用‘Z’型自然補償方案，其補償能力雖然沒有‘π’型自然補償高，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) 當管系二次應力與設備管口載荷同時超標時，由于設備管口載荷更加保守，應優先對設備管口進行柔性設計，對設備管口進行保護.