王炬成，高霆，劉培全

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

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載重量38 000 t化學品船甲板蒸汽管路應力分析

王炬成1，高霆1，劉培全2

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

針對化學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膨脹彎和支架合理設計問題，利用CAESAR II平臺，對依據(jù)船廠補償習慣設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力和波浪導致船舶縱向彎曲的彎曲應力進行分析，結果表明，當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，管路應力滿足規(guī)范要求。在船舶生產設計中結合使用CAESAR II和tribon可為甲板區(qū)長距離縱向管路的變形補償設計提供幫助。

蒸汽管；CAESAR II；熱應力；縱向彎曲

化學品船甲板管路復雜，為保證深井泵、貨艙蓋等設備必需的操作空間,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計。管系工程師在生產設計時通常按經驗公式每25 m設計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)經驗公式進行的設計經常受到船東的質疑[1]。針對載重量38 000 t化學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力分析，實現(xiàn)蒸汽管路的優(yōu)化設計。

1 管路布置

化學品船載重量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，每路負責對15個艙進行蒸汽加熱。經過綜合考慮，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)經驗，每路主蒸汽管共設置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。管路支撐設計為每隔3 m設置1個預絕緣管支架，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 管路應力校核條件

管路在壓力、機械及熱負荷等作用下，在全管路或某些區(qū)域產生不同性質的應力，具體如下。

1)內壓或外壓產生的沿管路圓周切線方向的環(huán)向應力。

2)內壓引起的沿管路半徑方向的徑向應力。

3)管路自重、熱膨脹作用引起的剪切應力。

4)管路自重、彎曲、熱膨脹及內外壓力引起的軸向應力[2]。

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

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

(1)

式中：[σ]h是最高溫度下的許用應力[4]。

蒸汽管路彈性應力變化如圖2所示，當?shù)谝淮伍_機時隨著溫度的升高應力沿OA變化，當超過σs(屈服應力)后，管路發(fā)生塑性變形，應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，應力沿BC變化，冷卻至常溫時應力到達C點，管路內有殘余應力。再次開機后，應力沿CB變化，最終停止于B點，此后反復沿BC變化，不再產生塑性變形。

圖2 兩端固定材料彈塑性變形應力應變循環(huán)

當最大應力大于2倍的σs時，第一次開機后，管路應力先沿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，應力沿DE變化，當應力達到反向σs時又發(fā)生反向塑性變形，應力不斷逼近EF，最終停止于F點，管內殘余應力為-σs。再次開機后應力沿FG變化，隨著溫度升高，應力會再次超過σs發(fā)生塑性變形，可見，此后每次開關機應力將沿FGDE循環(huán)，不斷產生塑性變形，導致疲勞失效。

因此，管路的安定性條件是σ1+σ2≤2σs，由于許用應力[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力不等，取冷態(tài)許用應力[σ]c和熱態(tài)許用應力[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力校核的條件，對于化學品船上的蒸汽管路，其溫度變化頻率和波浪影響頻率都遠小于7 000，f值取1即可[4-5]。

3 應力分析

CAESAR II軟件是國際上通用的管道設計軟件，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，由于管路采用預絕緣支架，只能起到導向作用，因此在管路兩端的膨脹彎處應力較大，加上彎曲處采用了對焊彎頭，需考慮應力增大系數(shù)，結果如圖5所示。

圖5 溫度對管路的影響

可見，在170 ℃時按經驗設計的膨脹彎處因膨脹補償不足應力已達到許用應力的114%，而疏水閥組處因閥組視為剛性元件導致應力達到許用應力的205%，60 mm的支管處因管子柔性較大，應力為許用應力的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，在產生剪切應力的同時，也產生了總縱彎曲力矩，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。當船舶在海上遇到波長等于船長、波高等于波長1/20的標準坦谷波時，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，不隨時間變化，其產生的撓度變形對甲板蒸汽管路產生初始位移載荷，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，管路的內壓、環(huán)境的風載荷也會對甲板蒸汽管路有一定的影響?？紤]到管路的內壓只有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，兩側有其他管路遮擋，加上管路沿船舶縱向布置，因此風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、絕緣重量；P1-設計壓力；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，用于校核一次應力；EXP-膨脹工況，用于校核二次應力；OCC-偶然工況，用于校核偶然應力[10-11]。

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

表3 最大應力

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，軸向應力達到許用應力的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力達到最大值，此時已超出管材許用應力的34.9%，在彎曲處采用1.5倍定型彎頭的蒸汽管在按經驗值進行設計時已不能滿足使用要求，必須對管路進行調整。

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力。

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

5 結論

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每20 m設置一組，且彎曲柄長度應為管路通徑的7倍時管內應力滿足規(guī)范要求。

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

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

利用CAESAR II對載重量38 000 t化學品船甲板蒸汽管路進行應力分析，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計有參考價值。在研究中對管路布置的局部細節(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，結論偏向于保守，對于實際海況下管路的應力分布有待深入研究。

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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