晃蕩力對FPSO貨油艙管道的影響分析

李明昕，李 麗

（大連中遠海運重工有限公司，遼寧大連 116000）

0 引言

浮式生產儲卸油裝置（Floating Production Storage Offloading，FPSO）是一艘集生產、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，一般設計要求需承受百年一遇的海況，并做到20～25年不進塢。雖然FPSO 的抗風浪能力較強，但風、浪、流、潮會造成船舶搖晃，從而引起液貨艙內液體晃動。液體晃蕩產生的晃蕩載荷作用到艙壁、艙內管路和支架上，若不給予關注和考慮，則會引起管路與支架的損壞，造成系統癱瘓，進而引起重大經濟損失。本論文以Woodside項目FPSO改裝船中的貨油系統為例，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\動導致艙內液體自由運動而產生的壓力。晃蕩的特點是存在自由面，液體在有限的空間內運動。當貨油艙裝載時，貨油受船舶搖晃而運動，產生晃蕩壓力直接作用到艙壁及內部構件上，晃蕩運動水平表明艙內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在靜態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，保障整個系統能安全有效的運行。

貨油系統是FPSO 上非常重要的管道系統，是油田生產作業正常運行的保障。本項目共設置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軸節進行聯結。因多艙共用一泵，故艙內管路相互連接，若某一點損壞，整個系統功能將失效，將對整個FPSO 的安全運行造成威脅并造成巨大經濟損失。因此，必須對管道系統進行詳細的應力分析，保證其管路布置及強度能承受各種偶然外載力。

當艙內貨油未裝滿時，貨油隨船舶搖擺晃動到一側，接著液體以相當大的慣性力晃動到另一側。

當船舶搖擺周期接近油艙內貨油晃動的運動周期時，高速運動的液體對油艙內表面及部分結構產生沖擊力。艙越寬，晃動越厲害，沖擊力也越大，致使船體艙壁、管路、支架產生局部應力，當達到一定限度，可造成構件的變形甚至損壞[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

當船舶運動固有周期接近貨艙內液體運動的自然周期時，會產生共振，進而引起貨艙內液體出現明顯的液面變化及載荷增加的現象[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。各艙共振結果見表1。在非共振條件下，對貨油管道上的水動力載荷進行計算；在共振情況下，對附加的晃蕩載荷進行計算。

表1 共振狀態表

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。縱向載荷為艙內液體在不同液面引起的共振而產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應力計算與分析

2.1 設計輸入

Woodside 項目是由一艘由超大型油輪（Very Large Crude Carrier，VLCC）改裝而成的FPSO。貨油泵為原船設備，管路全部換新，管路材質為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，系統設計溫度60.0 ℃，操作溫度45.0 ℃，最低環境溫度14.6 ℃，設計壓力為1 770 kPa，管道應力分析符合ASME B31.3 規范。

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

應力分析中考慮一次應力（持續）、二次應力（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為空管質量；PH為液壓試驗壓力；T1為操作溫度；T2為最高設計溫度；T3為最低環境溫度；P1為設計壓力；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 應力計算結果

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

表4 應力計算結果

表5 支架載荷受力結果

圖4 晃蕩工況應力狀態圖

2.5 優化方案

根據應力計算結果，需要解決的問題是晃蕩工況下一次應力超標的問題。一次應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生塑性破壞或者總體變形。

一次應力超標判定公式為[4]

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

由式（1）～式（3）可知，當截面積增大或彎矩減小時，一次應力值會降低。所以降低一次應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。

優化后管路的應力計算結果見表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，當增加管壁厚時，管路一次應力與二次應力均在許用范圍內。但是當用增加支架約束的方式時，雖然一次應力滿足了許用要求，但是二次應力超出許用值2.5 倍，這是因為支架約束限制了管路的變形，導致其不能與外力平衡，從而產生變形約束應力。因此，最終判定方案1 為最優方案，實際應用于項目中。

表6 優化后的應力計算結果

3 結論

本文基于管道應力分析軟件CAESAR Ⅱ，以WOODSIDE FPSO 項目的貨油系統為例，分析了晃蕩載荷的影響。結果表明：晃蕩載荷的作用會使管材一次應力超標，引起管路斷裂。在初始設計時應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。