（船舶与海洋工程专业论文）油船重要管路系统应力强度计算及振动分析.pdf

大连理工大学专业学位颂：i = 学位论义 摘要 油船长期工作于恶劣环境中，甲板上的主要管路系统会受到风载荷和波浪载荷 的交互作用，产生管道支撑或端点附加位移等；工作温度的改变会使管道因为热胀 冷缩产生应力问题，还伴随振动产生。为了保证管道具有足够的柔性，满足管道荷 载在制造商或国际规范( 如n e m as m - 2 3 、a p i 一6 1 0 、a p i - 6 1 7 等) 规定的许用范围 内，解决管道动力学问题等，研究油船重要管路系统应力强度及振动分析是十分重 要的。 本文借助于管道应力分析软件c a e s a r 对油船主要管路系统进行应力强度和振 动分析。主要工作包括两方面： ( 1 ) 以大连新船重工有限责任公司设计建造的大型油船为依托，对油船甲板重要 管路系统应力强度计算及振动分析的模型建立，进行初步的分析和结果处理。 ( 2 ) 由初步的分析结果，依据规范要求对模型的设计进行了修改，进一步的进行 了分析和处理。 关键词：油船管路系统；应力强度分析；振动分析；c a e s a r s t r e s si n t e n s i t yc a l c u l a t i o na n dv i b r a t i o na n a l y s i so fi m p o r t a n t p i p e l i n es y s t e mo no i lt a n k a b s t r a c t o i lt 甜山ss e r v ei nt h ev i l ee n v i r o n m e n ti na1 0 n gt e r m ，a n dt h em a j o rp i p e l i n e s v s t e mo nt h ed e c ku n d e r g o e si n t e r t r a c t i o no fw i n dl o a d sa n dw a v el o a d s i tg i v e sb i r t ht o e x 缸a d i s p l a c e m e n t a t e n d p o i n t o r s u p p o i r t o fp i p e l i n e t h ec h a n g e so fw o r k i n g t e m p e r a t u r ew i l lb r i n gp r o b l e m so fp i p e l i n e ss t r e s sa n d v i b r a t i o nb e c a u s eo fe x p a n do n h e a t i n 2a i l dc o n t r a c to nc o o l i n g i no r d e r t oe n s u r ee n o u g hp i p e l i n e sf l e x i b i l i t y , m a k et h e l o a d so np i p e l i n es a t i s f yt h ep r o m i s e dr a n g et h a tp r o d u c e ro rt h ei n t e r n a t i o n a lc r i t e r i o n g i v e s ( s u c ha sn e m a s m 2 3 、a p i 6 1 0 、a p i - 6 1 7a n ds oo n ) a n ds o l v et h ep i p e l i n e 7 s d y n a m i c sp r o b l e m s ，i ti sv e r yi m p o r t a n tt os t u d yt h ei m p o r t a n tp i p e l i n es y s t e m 7 ss t r e s s i n t e n s i t ya n d v i b r a t i o na n a l y s i so no i lt a n k t h i sp a p e rs t u d i e st h ei m p o r t a n tp i p e l i n es y s t e m ss t r e s si n t e n s i t y a n dv i b r a t i o n a n a l y s i so no i lt a n kt h r o u g h t h es o f t w a r ec a e s a r m a jo rt a s k si n c l u d et w oa s p e c t s ： ( 1 ) s e tu pt h ei m p o r t a n tp i p e l i n es y s t e m ss t r e s si n t e n s i t ya n dv i b r a t i o na n a l y s i s m o d e lo no i lt 砌水d e c kr e l i e so nt h es h i pb u i l ti nd a l i a nn e ws h i ph e a v yi n d u s t r y c o l t da n dd e a lw i t ht h er e s u l ta f t e rp r i m a r ya n a l y s i s ( 2 ) f o l l o w i n gt h ef i r s tr e s u l t ，m a k ea n l r t h e ra n a l y s i sa n dt r e a t m e n to ft h em o d i f i e d m o d e la c c o r d i n gt ot h ec r i t e r i o n k e y w o r d s ：p i p e l i n es y s t e mo no i lt a n k ；s t r e s si n t e n s i t ya n a l y s i s ；v i b r a t i o na n a l y s i s ： c a e s a r 独创性说明 作者郑重声明：本硕士学位论文是我个人在导师指导下进行的研究 工作及取得研究成果。尽我所知，除了文中特别加以标注和致谢的地方 外，论文中不包含其他人已经发表或撰写的研究成果，也不包含为获得 大连理工大学或者其他单位的学位或证书所使用过的材料。与我一同工 作的同志对本研究所做的贡献均已在论文中做了明确的说明并表示了谢 意。 作者签名：；6 裼日期：，眵旷 油船重要管路系统应力计算j 振动分析 大连理工大学学位论文版权使用授权书 本学位论文作者及指导教师完全了解“大连理工大学硕士、博士学位论文版权使 用规定”，同意大连理工大学保留并向国家有关部门或机构送交学位论文的复印件和 电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权大连理工大学可以将本学位论文的全部或 部分内容编入有关数据库进行检索，也可采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇 编学位论文。 作者签名： 导师签名： 油船重要管路系统应力计算j j 振动分析 绪论 无论是在油田、石油钻井平台还是油船上，人们都看到纵横交错的管道，这些管 道的任务是输送各种各样的流体介质，仔细观察就会发现，由于管道中存在的液体的 压力脉动和管壁的结构振动，这些管道并不都是安静的躺在那里，它们有时会发生我 们不希望的激烈振动，降低管道的输送效率；引起结构振动疲劳；并由此引起管道结 构破坏，造成重大经济损失。管道振动对安全生产会造成很大的威胁，强烈的管道振 动会使管道附件，发生松动和断裂，使管道系统产生强度应力问题，轻则造成泄露， 重则由破裂而引起爆炸，造成重大人员伤亡。 对于船舶中的油船来说，其甲板上的管道系统是一个不容忽视的重要问题。通过 研究油船重要管路系统应力强度计算及振动分析，可以提高油船管路系统的设计水 平，进而提高油船的整体设计水平。本文以大连新船重工有限责任公司设计建造的大 型油船为依托，借助于管路系统设计分析软件c a e s a r ，对油船甲板重要管路系统应 力强度计算及振动分析的模型建立，分析和结果处理等进行了研究。 4 大连理工火学专业学位坝：f ：学位论义 1 管路系统设计分析基本理论及方法 1 1 管道应力分析的基本理论 1 1 1 管道应力分析的原则 管道应力分析应保证管道在设计条件下具有足够的柔性，防止管道因热胀冷缩、 管道支撑或端点附加位移等造成应力问题。 1 1 2 管道应力分析的目的 ( 1 ) 为了使管道和管件内的应力不超过许用应力值； ( 2 ) 为了使与管路系统相连的设备的管道荷载在制造商或国际规范( 如n e m a s m 一2 3 、a p i 一6 1 0 、a p i - 6 1 7 等) 规定的许用范围内； ( 3 ) 为了使与管路系统相连的设备管口的局部应力在a s m ev i i i 的允许范围内； ( 4 ) 为了计算管路系统中支架和约束的设计荷载； ( 5 ) 为了进行操作工况碰撞检查而确定管子的位移： ( 6 ) 解决管道动力学问题，如机械振动、水锤、地震、减压阀泄放等； ( 7 ) 为了优化管路系统设计。 1 1 - 3 管道应力分析的主要内容 管道应力分析分为静力分析和动力分析。 静力分析包括： ( 1 ) 压力荷载和持续荷载作用下的一次应力计算一防止塑性变形破坏； ( 2 ) 管道热胀冷缩以及端点附加位移等位移荷载作用下的二次应力计算一防止 疲劳破坏； ( 3 ) 管道对设备作用力的计算一防止作用力太大，保证设备正常运行： ( 4 ) 管道支吊架的受力计算一为支吊架设计提供依据； ( 5 ) 管道上法兰的受力计算一防止法兰汇漏。 动力分析包括： ( 1 ) 管道自振频率分析一防止管道系统共振： ( 2 ) 管道强迫振动响应分析一控制管道振动及应力； ( 3 ) 往复压缩机( 泵) 气( 液) 柱频率分析一防止气柱共振； ( 4 ) 往复压缩机( 泵) 压力脉动分析一控制压力脉动值。 1 1 4 管道上可能承受的荷载 ( 1 ) 重力荷载：包括管道自重、保温层重、介质重和积雪重等； ( 2 ) 压力荷载：压力载荷包括内压力和外压力； ( 3 ) 位移荷载：位移载荷包括管道热胀冷缩位移、端点附加位移、支撑沉降等： 油船重要管路系统应力计算与振动分析 ( 4 ) 风荷载； ( 5 ) 地震荷载； ( 6 ) 瞬变流冲击荷载：如安全阀启跳或阀门的快速启闭时的压力冲击： ( 7 ) 两相流脉动荷载； ( 8 ) 压力脉动荷载：如往复压缩机往复运动所产生的压力脉动； ( 9 ) 机械振动荷载：如回转设备的振动。 1 1 5 管道所受应力分类 基本应力定义： 轴向应力a x i a ls t r e s s 一由作用于管道轴向力引起的平行管子轴线的正应力。 s l = f 岱| a m 式中： s ，一轴向应力，m p a ； f a x 一横截面上的内力，n ； a 。一管壁横截面积，肌历2 。 管道设计压力引起的轴向应力为s ，= p d o 4 t ，轴向力和设计压力在截面引起的 应力是均布的，故此应力限制在许用应力 盯 范围内。 弯曲应力b e n d i n gs t r e s s - - 由法向量垂直于管道轴线的力矩产生的轴向正应力。 s l = m 6 c i 式中： m 。一作用在管道截面上的弯矩，一所脚； c 一从管道截面中性轴到所在点的距离，聊聊； ，一管道横截面的惯性矩，聊聊4 。 当c 达到最大值时，弯曲应力最大。 s 一= m 6 r 。i 弯曲应力在断面上是线性分布的，截面最外端应力达到最大时，其它地方仍处于 弹性状态，故应力限制在1 5 仃】之内。 周向应力c i r c u m f e r e n t i a ls t r e s s - - 由于内压在管壁圆周的切线方向引起的正 应力，对薄壁管s = p d o l 2 t 。 径向应力r a d i a ls t r e s s 一由内压在管子半径方向引起的应力。 s ，= 尸( 2 一_ 2 2 r2 ) ( r 0 2 一2 ) 剪应力s h e a r i n gs t r e s s - - 由作用在截面上的剪切力和由扭矩引起的剪切力。 作用在截面上的剪切力： f m 戤= 叼a 胛 式中： 6 大连理丁大学专业学位7 0 - q , - i ：学位论文 r 。瓠一最大剪应力，m p a ： y 一剪切力，； q 一剪切系数。 扭矩引起的剪切力： f 。= m 7 c r 式中： m ，一作用在横截面上的扭矩，一聊聊； c 一横截面上的点到扭转中心距离，m m ： r 一抗扭截面模量，m m 4 。 当c 最大时，扭曲应力也最大，即c 等于外半径时f 。= m ，r 。2 1 = m ，2 z 。 把剪应力的各个分量求和，则作用在管子截面上最大剪应力为： r 。= v q a 。+ m 7 2 z c a e s a ri i 计算应力结果中有弯曲应力，轴向应力，扭转应力。然后形成规范应 力与许用应力比较。 大多数美国管道规范标准要求应力计算时用以下公式： 轴向应力： s l = m 6 z + f m 。a 。，+ p d o 4 t 剪切应力：f = m ，2 z 周向应力： s = 尸如2 f 管道应力分类： 管道强度破坏主要由一次应力引起的断裂破坏和二次应力引起的疲劳断裂破坏。 一次应力：由机械外载荷引起的正应力和剪切应力，它必须满足外部和内部的力 和力矩的平衡法则。特征：一次应力是非自限性，它始终随所加载荷的增加而增加， 超过材料的屈服极限或持久强度时，将使管道发生塑性破坏或总体变形，因此在管路 系统的应力分析中，首先应使一次应力满足许用应力值。 二次应力：由于变形受到约束所产生的正应力或剪应力，它本身不直接与外力相 平衡。特征： ( 1 ) 管道内二次应力通常是由位移载荷引起的( 如热膨胀、附加位移，安装误 差，振动载荷) ： ( 2 ) 二次应力是自限性的，当局部屈服和产生少量塑性变形时，通过变形协调 就能使应力降低下来； ( 3 ) 二次应力是周期性的( 除去安装引起的二次应力) ： ( 4 ) 二次应力的许用极限是基于周期性和疲劳断裂模式，不取决于一个时期的 应力水平，而是取决于交变的应力范围和交变的循环次数。 峰值应力，局部应力集中或局部结构不连续或局部热应力等所引起的较大的应 力。 油船重复管路系统应力计算- j 振动分析 1 1 6 管道应力分析判据 石油化工管道一般遵循b 3 1 1 或b 3 1 3 标准。 b 3 1 1 电力管道标准： 一次应力对应于c a e s a ri i 中持续( s u s ) 工况下的应力： s s f 瓜= s 1 = o 7 5 i m z + p d o 4 tss 式中： s s 吣、s 一持续应力，m p a ； f 一强度系数( 各种类型弯矩的单一系数) 依据1 3 3 1 1 标准附录d ： m 一一由于持续载荷产生的总弯矩，m 一= m x2 + m y 2 + m z 2 ； s 。一材料在设计温度下的许用应力。 二次应力对应于c a e s a ri i 中e x p 工况下的应力： s 压= 1 m c z 5f ( 1 2 5 s c + 1 2 5 s 一s i ) 式中： s ，一二次应力范围，m p a ； m c 一由于二次载荷引起的弯矩范围，m f = m j2 + m r2 + m z 2 ； s - ，一材料在环境温度下的许用应力。 偶然应力，对应于风载等偶然载荷下产生的应力： 耻半+ 丁0 7 5 i m s + 等昭。 式中： s 。一偶然载荷引起的总的弯矩，s o c e = m 2 + m r2 + m z 2 ； k 一偶然载荷系数( 偶然载荷发生率小于运行时间1 ，系数为1 2 ，发生率处 于运行时间的1 0 ，系数为1 1 5 。 b 3 1 3 化工厂和石油精炼管道标准： 一次应力： b 3 1 3 并没有提供一个明确等式来对持续应力作出定义，但它仅要求工程师计算 由于重力和压力引起的轴向应力并且要求它不超过瓯，它通常表达式为： s l = ，彳。+ ( f ，m ，) 2 + ( f 。肘。) 2 2 z + p d o 4 t s 式中： 只一由于持续载荷产生的轴向力； m 。一由于持续载荷产生的平面内弯矩； m 。一由于持续载荷产生的平面外弯矩； f ，、f 。一平面内、平面外应力增强系数，依据1 3 3 1 3 标准附录d 。 火连理工大学专业学位顾j 二学位论文 二次应力： s ：旦兰垒生2 二二叠尘垂_ = 业s 爿：f ( 1 2 5 s 。+ 1 2 5 s 。一s 。) 式中： m ，一由于温度( 二次) 载荷引起平面内的弯矩范围； m 。一由于温度( 二次) 载荷引起平面外的弯矩范围； m ，一由于温度( 二次) 载荷引起的扭转力矩； 母一在环境温度下材料的基本许用应力，依据b 3 1 3 附录a 。 偶然应力： b 3 1 3 没有明确定义计算偶然应力的方程，在简单状态下，由于持续和偶然载荷 引起的轴向应力的总和不应该超过s 。的1 3 3 倍。 b 3 1 1 与b 3 1 3 的区别： ( 1 ) b 3 1 3 增强了扭矩的作用，而b 3 1 1 没有： ( 2 ) b 3 1 1 中对持续和偶然载荷工况的计算理论没有明确的定义，而b 3 1 3 则 明确地作出了规定； ( 3 ) 在大多数普通的注释中，b 3 1 1 忽略在持续载荷工况下的扭矩，而b 3 1 3 则 包括了进去； ( 4 ) 在缺省的描述中b 3 1 1 忽略了所有的力，在持续载荷工况中b 3 1 3 包括了 f a x ； ( 5 ) 各自标准中的许用应力值不同； ( 6 ) 在每一标准规范中，对于偶然载荷产生的应力增加是不同的。 c a e s a ri i 管道应力分析遵循的其它标准： a s m e 第三部分n c 或n d 核工业管道标准； b 3 1 4 油气管道标准： b 3 1 8 气体运输和分配系统的标准； 加拿大的2 1 8 3 2 1 8 4 油气管道标准； 英国的b s 8 0 6 管道标准等。 1 1 7 管路系统应力分析的工况组合 管道按照载荷性质可分为静载荷，动载荷和温度载荷。静载荷主要有管道自重( 包 括阀门、管件及绝热层) ，管道内介质重量，设计压力，其它持续载荷如弹簧的弹性 反力，波纹管的弹性反力等。动载荷主要包括压力波动或冲击产生载荷，地震载荷， 安全阀的泄放压力等。 c a e s a ri i 中的载荷工况有： 一重力载荷工况； d 一附加位移载荷工况； 油船重要管路系统应力计算与振动分析 丁一温度载荷工况； 尸一压力载荷工况； f 一集中载荷工况； w i n d 一风载荷工况。 上述工况根据分析结果的需要可以任意组合，也可单独地进行应力计算。组合工 况得到的各项结果是每种单独工况下计算结果的线性相加，如( o p e ) 形+ d + 丁+ 尸+ ，工况为( s u s ) 形+ 尸+ ，工况和( e x p ) d s = d 2 一d i 工况计算结 果之和。 1 1 8 管道、管口应力分析评估 当管子的载荷作用在泵、压缩机、汽轮机和热交换器的管口处可能会由于载荷过 大在设备管上引起较大变形，影响设备正常运转，故需对设备管咀受力进行限制，通 常制造厂提供设备管咀可承受的允许载荷，否则可参考通用标准，如n e m a s m - - 2 3 ( 蒸 汽轮机) 、a p l 6 1 0 ( 离心泵) 、a p l 6 1 7 ( 离心式压缩机) ，a p l 6 6 1 ( 空冷器) 等。连接 在容器上的管道在容器上产生的薄膜应力和弯曲应力，可根据a s m e 锅炉和压力容器 标准第8 部分的第2 节评估，精确结果可用有限元分析法，c a e s a ri 工中w r c l 0 7 部 分可根据对计算的应力限制保守地给出容器管咀的允许承受载荷值。 转动设备管口载荷分析： 大部分正确评估设备管口的承载能力是用试验实现，其次代替试验的最好方法是 用有限元分析。c a e s a ri i 提供r o t 程序利用相应标准自动评估管咀载荷，在评估设 备管咀受力时，管咀载荷取管道应力分析结果中冷态和热态工况下的较大值。设备标 准包括： ( 1 ) 蒸汽轮机一国家电气制造协会( n e m a ) 标准s m 2 3 ： ( 2 ) 离心泵一美国石油学会( a p i ) 标准6 1 0 第6 和第7 版； ( 3 ) 离心压缩机- - a p i 标准6 1 7 ： ( 4 ) 空冷器- - a p i 标准6 6 1 ； ( 5 ) 密闭式给水加热器一热交换学会( h e i ) 标准。 使用这些程序时，用户需输入相关设备的结构尺寸和作用载荷。 根据管咀载荷计算容器应力： 由于管咀载荷的容器应力计算自从6 0 年代初，焊接研究学会第1 0 7 公告( w r c ) 已被设计工程师广泛地用于评估容器附件接口的局部应力，c a e s a rii 使用w r c l 0 7 计算管咀载荷在容器上引起的应力，w r c l 0 7 是一套由于附加载荷在容器上产生的有 限元法分析结果的参数化法。w r c l 0 7 含有方程式和无量纲曲线( 基本参数：管嘴和容 器直径比，容器直径与厚度之比等) 。无量纲曲线是由求根系数来计算在容器上附加 件连接处的应力。w r c l 0 7 可用来分析圆柱形或球形容器的附件处的应力。在用w r c l 0 7 校核管嘴载荷时，管嘴载荷取c a e s a ri i 应力分析结果中相应工况下的约束处的受力 1 0 大连理t 大学专业学位颀：i j 学位论义 值。 容器应力的限制条件： 管口载荷在容器壁上引起的应力满足下列条件： 尸。 k s 。 ，+ 只+ p ， 1 5 k s ， 只，+ p + + q 3 s 。，。喟 这里，是总体薄膜应力、z 是局部薄膜应力、是局部弯曲应力、q 是总体二 次应力、k 为偶然载荷应力因子、s 础是设计温度下材料的许用应力、s 删。是材料许 用应力强度平均值( s 。 + s 胁) 2 。 应力分类按a s m e 第8 部分第2 节定义，通过将靠近管咀或管咀附近容器壁上的 弯曲应力定义为q 或二次应力，不管它们是否是由持续或膨胀载荷引起的，这将使只 消失，并导致更详细的应力分类。 己一总体一次薄膜应力( 主要由内压引起) ； 只一局部一次薄膜应力，包括由内压力引起的薄膜应力，由于外加持续的力和力 矩引起的局部薄膜应力： q 一二次应力，包括由内压引起的弯曲应力，由外力和力矩引起的弯曲应力，由 外加热胀载荷引起的薄膜应力，由外加热胀力和力矩引起的弯曲应力。 以上分类定义的每个应力项包含三部分：垂直方向上的二个正应力和切线方向剪 应力，然后按一定准则合成。 w r c l 0 7 根据管咀载荷可计算出鼻和q ，各种应力部分可从合成应力强度得到， 而应力强度可由施加的持续，热胀和偶然载荷计算中求得；c a e s a r 工i 使用的评估不 同应力元素的方程式如下： 只( s u s ) s 。 只，( s u s + o c c ) 1 2 s 础 岛( s u s ) + 弓( s u s ) 1 5 5 s 。 e o ，( s u s + o c c ) + 鼻( s u s + o c c ) 1 5 ( 1 2 ) s 枷 p o ，( s u s + o c c ) + 只( s u s + o c c ) + q ( s g s + e x p + o c c ) 1 5 ( s 。，。+ s 。小) 容器管咀柔性计算： 我们知道与容器相连的管咀载荷将引起容器器壁弯曲或其它变形，在一定条件 下，容器连接处允许有一定的位移和转角，也就是说与容器相连的管咀有一定的柔性， 如果用完全刚性模型来模拟管道与容器连接管咀，在热胀工况下计算出的管咀载荷是 非常保守的，因此有时就需对连接处的实际刚度进行计算，或将其模拟为柔性管咀与 所连设备一起建入模型中。c a e s a ri i 采用w r c 2 9 7 对管咀的柔性进行计算，w r c 2 9 7 适用范围： 油船重要管路系统应力计算与振动分析 d d 2 02 0 d ft 2 5 式中： d 一管咀外径，m m ； d 一容器平均直径，m m ； ，一管咀厚度，m m ； 丁一容器厚度，m m 。 1 2 管道设计方法 1 2 1 管道柔性设计方法的确定 一般说来，下述管路系统必须利用应力分析软件( 如c a e s a ri i ) 通过计算机进 行计算及分析。 ( 1 ) 与贮罐相连的，公称管径1 2 ”及以上且设计温度在1 0 0 度及上的管线； ( 2 ) 离心式压缩机( a p i6 1 7 ) 及往复式压缩机( a p t6 1 8 ) 的3 ”及以上的进、 出口管线； ( 3 ) 蒸汽透平( n a m es m 2 3 ) 的入口、出口和抽提管线： ( 4 ) 泵( a p i6 1 0 ) 一公称管径4 ”及以上且温度1 0 0 度及以上或温度- 2 0 度及 以下的吸入、排出管线： ( 5 ) 空冷器( a p i6 6 1 ) 一公称管径6 及以上且温度1 2 0 度及以上的进、出口 管线： ( 6 ) 加热炉( a p i5 6 0 ) 一与管口相连的6 及以上和温度2 0 0 度及以上的管线； ( 7 ) 相当长的直管，如界区外的管廊上的管线； ( 8 ) 法兰处的泄漏会造成重大危险的管线，如氧气管线、环氧乙烷管线等； ( 9 ) 公称管径4 ”及以上且1 0 0 度及以上或一5 0 度及以下的所有管线。 1 2 2 摩擦系数的确定 除非另有规定，在进行管道柔性分析时摩擦系数应作如下考虑。 滑动支架： 钢对钢 0 3 不锈钢对聚四氟乙烯 0 1 聚四氟乙烯对聚四氟乙烯 o 0 8 钢对混凝土 0 6 滚动支架： 钢对钢( 滚珠) o 3 钢对钢( 滚柱) o 3 注：滚珠沿轴向运动时应采用滑动摩擦系数。 1 2 人连理工大学专业学位硕j ：学位论文 1 2 3 管道柔性设计 管道柔性是反映管道变形难易程度的一个物理概念，表示管道通过自身变形吸收 热胀冷缩和其它位移变形的能力。进行管道设计时，应在保证管道具有足够的柔性来 吸收位移应变的前提下，使管道的长度尽可能短或投资尽可能少。在管道柔性设计中， 除考虑管道本身的热胀冷缩外，还应考虑管道端点的附加位移。设计时，一般采用下 列一种或几种措施来增加管道的柔性。 ( 1 ) 改变管道的走向： ( 2 ) 选用波形补偿器、套管式补偿器或球形补偿器； ( 3 ) 选用弹性支吊架。 1 2 4 管道柔性设计的目的 管道柔性设计的目的是保证管道在设计条件下具有足够的柔性，防止管道因热胀 冷缩、端点附加位移、管道支撑设置不当等原因造成下列问题。 ( 1 ) 管道应力过大引起金属疲劳和( 或) 管道推力过大造成支架破坏： ( 2 ) 管道连接处产生泄漏； ( 3 ) 管道推力或力矩过大，使与其相连接的设备产生过大的应力或变形，影响 设备正常运行。 1 2 5 应进行详细柔性设计的管道 ( 1 ) 进出加热炉及蒸汽发生器的高温管道； ( 2 ) 进出汽轮机的蒸汽管道； ( 3 ) 进出离心压缩机，透平鼓风机的工艺管道； ( 4 ) 进出离心分离机的工艺管道； ( 5 ) 进出高温反应器的管道； ( 6 ) 温度超过4 0 0 的管道； ( 7 ) 利用图表或其他简化法初步分析后，表明需要进一步详细分析的管道； ( 8 ) 与有受力要求的其他设备相连的管道。 1 2 6 管道柔性设计计算结果的内容 ( 1 ) 输入数据； ( 2 ) 各节点的位移和转角； ( 3 ) 各约束点的力和力矩； ( 4 ) 各节点的应力； ( 5 ) 二次应力最大值的节点号、应力值和许用应力范围值； ( 6 ) 弹簧参数表。 油船重要管路系统应力计算与振动分析 1 2 7 管道柔性设计合格的标准 ( 1 ) 管道上各点的一、二次应力值应小于许用应力范围； ( 2 ) 管道对设备管口的推力和力矩应在允许的范围内： ( 3 ) 管道的最大位移量应能满足管道布置的要求。 1 2 8 冷紧问题 冷紧是指在安装时( 冷态) 使管道产生一个初位移和初应力的一种方法。如果热 胀产生的初应力较大时，在运行初期，初始应力超过材料的屈服强度而发生塑性变形， 或在高温持续作用下，管道上产生应力松弛或发生蠕变现象，在管道重新回到冷态时， 则产生反方向的应力，这种现象称为自冷紧。冷紧的目的是将管道的热应变一部分集 中在冷态，从而降低管道在热态时的热胀应力和对端点的推力和力矩，也可防止法兰 连接处弯矩过大而发生泄漏。但冷紧不改变热胀应力范围。 通常应尽量避免采用冷紧，在必须采用冷紧的情况下，要遵循下列原则： ( 1 ) 为了降低管道运行初期在工作状态下的应力和管道对连接设备或固定点的 推力、力矩以及位移量，可以采用冷紧，但冷紧不能降低管道的应力范围； ( 2 ) 对于材料在蠕变条件下( 碳钢3 8 0 度以上，低合金钢和高铬钢4 2 0 度以上) 工作的管道进行冷紧时，冷紧比( 亦即冷紧值与全补偿量的比值) 应不小于0 7 。对 于材料在非蠕变条件下工作的管道，冷紧比取0 5 。对冷紧有效系数，热态取2 3 ， 冷态取1 ： ( 3 ) 对连接转动设备的管道，不宜采用冷紧； ( 4 ) 与敏感设备相连的管道不宜采用冷紧。因为由于施工误差使得冷紧量难于 控制。另一方面，在管道安装完成要将与敏感设备管口相连的管口法兰卸开，以检查 该法兰与设备法兰的同轴度和平行度，如果采用冷紧将无法进行这一检查。 1 2 9 带约束的金属波纹管膨胀节类型 ( 1 ) 单式铰链型膨胀节，由一个波纹管及销轴和铰链板组成，用于吸收单平面 角位移： ( 2 ) 单式万向铰链型膨胀节，由一个波纹管及万向环、销轴和铰链组成，能吸 收多平面角位移； ( 3 ) 复式拉杆型膨胀节，由用中间管连接的两个波纹管及拉杆组成，能吸收多 平面横向位移和膨胀节本身的轴向位移； ( 4 ) 复式铰链型膨胀节，由用中间管连接的两个波纹管及销轴和铰链板组成， 能吸收单平面横向位移和膨胀节本身的轴向位移； ( 5 ) 复式万向铰链型膨胀节，由用中间管连接的两个波纹管及销轴和铰链板组 成，能吸收互相垂直的两个平面横向位移和膨胀节本身的轴向位移： ( 6 ) 弯管压力平衡型膨胀节，由一个工作波纹管或用中间管连接的两个工作波 1 4 大连理工大学专业学位硕：卜学位论文 纹管及一个平衡波纹管构成，工作波纹管与平衡波纹管间装有弯头或三通，平衡波纹 管一端有封头并承受管道内压，工作波纹管和平衡波纹管外端间装有拉杆。此种膨胀 节能吸收轴向位移和或横向位移。拉杆能约束波纹管压力推力，常用于管道方向改变 处； ( 7 ) 直管压力平衡型膨胀节，一般由位于两端的两个工作波纹管及有效面积等 于二倍工作波纹管有效面积、位于中间的一个平衡波纹管组成，两套拉杆分别将每一 个工作波纹管与平衡波纹管相互连接起来。此种膨胀节能吸收轴向位移。拉杆能约束 波纹管压力推力。带约束的金属波纹管膨胀节的共同特点是管道的内压推力( 俗称盲 板力) 没有作用于固定点或限位点外，而是由约束波纹膨胀节用的金属部件承受。 1 2 1 0 对转动设备允许推力的限制 管道对转动设备的允许推力和力矩由制造厂提出，当制造厂无数据时，可按下列 规定进行核算。 ( 1 ) 单列、中心线安装、两点支撑的离心泵，其允许推力和力矩应符合a p l 6 1 0 规定； ( 2 ) 尺寸较小的非冷凝式通用汽轮机，蒸汽管道对汽轮机接管法兰的最大允许 推力和力矩应符合n e m as m 2 3 的规定； ( 3 ) 离心压缩机的管道对压缩机接管法兰的最大允许推力和力矩应取n e m as m 2 3 规定值的1 8 5 倍。 1 2 1 1 热膨胀量( 初位移) 的确定 ( 1 ) 封头中心管口热膨胀量只有一个方向的热膨胀，即垂直方向： ( 2 ) 封头斜插管口热膨胀量有两个方向的热膨胀，即垂直方向和水平方向的热 膨胀； ( 3 ) 上部筒体径向管口有两个方向的热膨胀，即垂直方向和水平方向的热膨胀。 1 2 1 2 管道设计中可能遇到的振动 ( 1 ) 往复式压缩机及往复泵进出口管道的振动； ( 2 ) 两相流管道呈柱塞流时的振动： ( 3 ) 水锤； ( 4 ) 安全阀排气系统产生的振动； ( 5 ) 风载荷、地震载荷引起的振动。 1 2 1 3 往复压缩机、往复泵的管道振动分析的内容 振动分析应包括： ( 1 ) 气( 液) 柱固有频率分析，使其避开激振力的频率； ( 2 ) 压力脉动不均匀度分析，采用设置缓冲器或孔板等脉动抑制措施，将压力 不均匀度控制在允许范围内； 油船重要管路系统心力计算j 振动分析 ( 3 ) 管路系统结构振动固有频率、振动及各节点的振幅及振动应力分析，通过 设胃防振支架优化管道布置，消除过大管道振动。 1 2 1 4 共振 当作用在系统上的激振力频率等于或接近系统的固有频率时，振动系统的振幅会 急剧增大，这种现象称为共振。往复泵管道设计中可能引发共振的因素有：管道布置 出现共振管长：缓冲器和管径设计不当造成流体固有频率与激振频率重叠导致气( 液) 柱共振：支撑型式设置不当，转弯过多等造成管路系统机械振动固有频率与激振力频 率重叠。要避免发生共振，应使气( 液) 柱固有频率、管路系统的结构固有频率与激 振力频率错开。管道设计时应进行振动分析，合理设置缓冲器，避开共振管长，尽可 能减少弯头，合理设置支架。 1 2 1 5 管道支吊架的类型 管道支吊架可分为三大类：承重支吊架、限制性支吊架和防振支架。 承重支吊架可分为：刚性支吊架、可调刚性支吊架、弹簧支吊架和恒力支吊架。 限制性支吊架可分为：固定支架、限位支架和导向支架。防振支架可分为：减振器和 阻尼器。 1 2 1 6 管道支吊架选用的原则 ( 1 ) 在选用管道支吊架时，应按照支撑点所承受的荷载大小和方向、管道的位 移情况、工作温度是否保温式保冷、管道的材质等条件选用合适的支吊架； ( 2 ) 设计管道支吊架时，应尽可能选用标准管卡、管托和管吊； ( 3 ) 焊接型的管托、管吊比卡箍型的管托、管吊省钢材，且制作简单，施工方 例，因此，除下列情况外，应尽量采用焊接型的管插和管吊。 ( 1 ) 管内介质温度等于或大于4 0 0 度的碳素钢材质的管道： ( 2 ) 低温管道； ( 3 ) 合金钢材质的管道： ( 4 ) 生产中需要经常拆卸检修的管道： 1 2 1 7 管道支吊架的作用 ( 1 ) 承受管道的重量荷载( 包括自重、介质重等) ； ( 2 ) 起限位作用，阻止管道发生非预期方向的位移； ( 3 ) 控制振动，用来控制摆动、振动或冲击。 固定架限制了三个方向的线位移和三个方向的角位移： 导向架限制了两个方向的线位移： 支托架( 或单向止推架) 限制了一个方向的线位移。 1 6 大连理工大学专业学位顾：匕学位论文 1 2 1 8 恒力弹簧支吊架、可变弹簧支吊架和刚性支吊架的刚度 恒力弹簧支吊架的刚度理论上为零； 刚性支吊架的刚度理论上为无穷大； 可变弹簧支吊架的刚度等于弹簧产生单位变形所需要的力。 1 2 1 9 恒力弹簧支吊架和可变弹簧支吊架在应用上的限制 恒力弹簧支吊架适用于垂直位移量较大或受力要求荷刻的场合，避免冷热态受力 变化太大，导致设备受力或管路系统应力超标。恒力弹簧的恒定度应小于或等6 ， 以保证支吊点发生位移时，支撑力的变化很小。可变弹簧适用于支撑点有垂直位移， 用刚性支撑会脱空或造成过大热胀推力的场合。与恒力弹簧相比，使用可变弹簧会造 成一定的荷载转移，为防止过大的荷载转移，可变弹簧的荷载变化率应小于或等于 2 5 。 1 2 2 0 设计振动管道支架时，应注意下列问题 ( 1 ) 支架应采用防振管卡： ( 2 ) 支架间距应经过振动分析后确定； ( 3 ) 支架结构和支架的生根部分应有足够的刚度； ( 4 ) 宜设独立基础，尽量避免生根在梁柱上： ( 5 ) 当管内介质温度较高，产生热胀时，应满足柔性分析的要求： ( 6 ) 支架应尽量沿地面设置。 1 2 2 1 管道支吊架位置的确定 ( 1 ) 应满足管道最大允许跨度的要求： ( 2 ) 当有集中载荷时，支架应布置在靠近集中载荷的地方，以减少偏心载荷和 弯曲应力： ( 3 ) 在敏感的设备( 泵、压缩机) 附近，应设置支架，以防止设备嘴于承受过 的管道荷载； ( 4 ) 往复式压缩机的吸入或排出管道以及其它有强烈振动的管道，直单独设置 支架，( 支架生根于地面的管墩或管架上) ，以避免将振动传递到结构上； ( 5 ) 除振动管道外，应尽可能利用结构作为支架的上根点，且应考虑生根点所 能承受的荷载，生根点的构造应能满足生根件的要求： ( 6 ) 对于需要作详细应力计算的管道，应根据应力计算结果调整； ( 7 ) 管道支吊架应设在不妨碍管道与设备的连接和检修的部位； ( 8 ) 管道支吊架应设在弯管和大直径三通式分支管附近： ( 9 ) 安全泄压装置出口管道应根据需要，考虑是否设置支架。 油船重要管路系统应力计算j 振动分析 1 2 2 2 设置管道固定点应考虑下列问题 ( 1 ) 对于复杂管道可用固定点将其划分成几个形状较为简单的管段，如l 形管 段、u 形管段、z 形管段等以便进行分析计算； ( 2 ) 确定管道固定点位置时，使其有利于两固定点间管段的自然补偿； ( 3 ) 选用i i 形补偿器时，宜将其设置在两固定点的中部； ( 4 ) 固定点应靠近需要限制分支管位移的地方； ( 5 ) 固定点应设置在需要承受管道振动、冲击载荷或需要限制管道多方向位移 的地方； ( 6 ) 作用于管道中固定点的载荷，应考虑其两侧各滑动支架的磨擦反力； ( 7 ) 进出装置的工艺管道和非常温的公用工程管道，应在装置分界处设固定点。 1 2 2 3 压缩机进出口管道支架设计要点 ( 1 ) 往复式压缩机的吸入和排出管道上的管架( 或管墩) 宜与结构基础脱开： 不宜在平台上生根，当设计独立的管架( 或管墩) 时，第一个支架应靠近压缩机； ( 2 ) 往复式压缩机吸入和排出管道支架( 或管墩) 的高度应尽可能低，以便于 管道的支撑； ( 3 ) 往复式压缩机的管道抑振管架，宜设在管道集中荷载处、管道拐弯、分支 以及标高有变化处： ( 4 ) 由于离心式压缩机吸入和排出管口一般均向下，机体热膨胀及管道热膨胀 均向下，因此，管道支架宜采用弹簧支架或弹簧吊架。 1 2 2 4 泵管道支架设置要点 各类泵嘴均有荷载限制，支架设置时应考虑这一因素。 ( 1 ) 靠近泵的管段上设置支吊架或弹簧支吊架； ( 2 ) 泵出口嘴垂直向上时，在距泵最近拐弯处，于泵基础以外的位置设置支架； 也可在泵嘴正上方的拐弯处设吊架； ( 3 ) 对大型机泵的高温进出口管道，为减轻泵嘴受力而设置的支架，应尽量使 约束点和泵嘴之间的相对热伸缩量最小； ( 4 ) 泵的水平吸入管道宣在靠近泵的管段上设置可调支架，也可采用吊架或弹 簧吊架； ( 5 ) 为防止往复泵管道的脉动，应缩短管道支架之间的距离，尽量采用管卡型 支架，不宜采用吊架； ( 6 ) 泵的管道为常温时，应在泵嘴最近处设固定支架或导向架； ( 7 ) 泵附属小管道尽量成组布置，以便安装支架； ( 8 ) 末经泵制造厂许可，不得在泵底座上安装支架。 大连理工人学专业学位硕1 j 学位论文 1 3 管路系统模型的建立及分析 管子模型建立是将与所分析的管路系统相连的设备或容器以及管道上各种管件、 约束的信息通过一定的方法建立成数学模型。模型复杂与简化视所分析问题的具体情 况，如管路系统的柔性较好或设置有适当形式的膨胀节，就可将管路系统与设备和容 器相连的管端作为固定约束或给出相应附加位移将管道与设备或容器脱开单独建立 模型，管路系统模型建立具体内容如下： ( 1 ) 基本元件的表示； ( 2 ) 管路系统模型建立的技巧； ( 3 ) 膨胀节模型的建立及计算； ( 4 ) 设备管器的计算包括设备载荷的计算，设备管口及设备应力的确定，设备 及设备连接柔性的判断： ( 5 ) 管路系统约束及结构模型的建立； ( 6 ) 其它内容( 冷紧、地下管，塑料管、夹套管，法兰泄漏的分析等) 。 1 3 1 基本元件的表示法 管线基本元件用中心线或杆件表示，这些元件由两个节点来定义，每个节点有固 定的坐标和六个自由度( 三个位移自由度和三个转角自由度) ，c a e s a ri i 通过在现 设备相连管端、弯头、大小头、三通支吊架处，有附加位移处，集中载荷，刚性元件， 膨胀节等处编写节点号，建立与实际管路系统相符的数学模型。 建模步骤： ( 1 ) 编写节点号； ( 2 ) 建立数据文件； ( 3 ) 输入单元节点号： ( 4 ) 输入单元坐标长度； ( 5 ) 输入单元结构尺寸：管子外径，壁厚，腐蚀余量，保温厚度： ( 6 ) 输入设计条件：设计温度，设计压力； ( 7 ) 选取单元类型：弯头，三通，刚性件，膨胀节； ( 8 ) 输入约束类型； ( 9 ) 输入# b a n 载荷； ( 1 0 ) 选取材料类型； ( 1 1 ) 输入管道材料密度，管内介质密度，保温材料密度。 1 3 2 管路系统建模型技巧 根据精确度要求，管路系统可建成许多种模型。 ( 1 ) 大口径的管线用两个弹簧支撑的模型建立； ( 2 ) 大口径管底部刚性支架模型； 油船重要管路系统应力计算j j 振动分析 ( 3 ) 弯管支架模型； ( 4 ) 炉内弯管模型建立： ( 5 ) 圈管上任意位置处设约束模型的建立； ( 6 ) 斜管上导向约束模型建立。 1 3 3 膨胀节的建模及计算 建立膨胀节的精确模型，首先应了解各种膨胀节的结构型式和工作原理，膨胀节 的主要类型有： ( 1 ) 普通轴向型膨胀节，主要吸收管路系统的轴向位移； ( 2 ) 横向型膨胀节( 包括复式铰链型膨胀节，复式万向铰链膨胀节，复式拉杆 型膨胀节) ，主要吸收管路系统的横向位移和少量轴向位移，拉杆、铰链板承受压力