燃氣輪機防冰進氣管道應力補償設計

裴后舉，蔣彥龍，施 紅，丁媛媛

（1. 南京航空航天大學 航空宇航學院，南京 210016；2. 江蘇科技大學 能源與動力工程學院，江蘇鎮江 212003）

0 引言

熱力管道作為一種特種設備被廣泛應用于各種工業場所，其內部流體溫度通常高達幾百攝氏度。熱力管道的應力主要是由管道承受的內壓、外部載荷、偶然載荷和熱膨脹等因素引起的，管道在這些載荷作用下的應力狀態十分復雜[1]。這些載荷會施加熱應力和機械應力于管道，引起管道形變甚至疲勞破裂，這不僅會影響防冰系統功能的實現，還會帶來安全隱患，因此，防冰進氣管道必須具有較高的可靠性。進行管道應力分析、確定合適的補償方式是管道系統可靠性設計的關鍵[2]。

本文結合某型船舶熱力防冰管道的使用條件和運行工況，通過對進行補償后的管道進行應力分析與計算，確定管道中的應力分布和位移狀況，為管道的安全性評估和經濟性分析提供依據。

1 管道應力分析

1.1 管道應力分析軟件

CAEPIPE是目前常用的一種壓力管道應力分析和動力分析專業軟件，它由美國SST System, Inc.（SST）公司研發，既可以進行靜態分析，也可進行動態分析。CAEPIPE向用戶提供了完備的國際通用管道設計規范，且該軟件的使用非常便捷。

1.2 管道應力校核

管道應力分析的主要任務是對管道的載荷、應力和變形等進行力學分析，使管道在設計條件內的各種載荷作用下，能有效地抵抗不被允許的變形、位移和破壞，保證管道的安全性和經濟性[3]。除了需要對一些特殊工況的管道進行動力分析外（例如：往復式壓縮機和往復泵管道）[4]，對于一般的管道只需做靜力分析，即對管道進行靜力學計算，并采用一定校核標準對應力計算結果進行評定。然而，使用不同的校核標準會得到不同的安全評定結論，因此，如何選擇合理的校核標準是校核工作的前提和基礎。

管道靜力校核標準主要有兩種：1）應力分類校核法；2）綜合應力校核法。

1.2.1 應力分類校核法

不同的載荷源將引起不同形式的應力，而不同形式的應力對損傷破壞的影響也各不相同。根據產生應力載荷源的不同，可將應力分為一次應力和二次應力兩大類[5]。

1）一次應力

一次應力主要由內壓、外部載荷和偶然載荷等因素引起，它是平衡外力載荷所需要的應力，隨著外力的增加而增加，其特點是非自限性[6]。當管道內的塑性區擴展到極限狀態，使之變成幾何可變的結構時，即使外力載荷不再增加，管道仍將產生不可限制的塑性流動，直至破壞[7-8]。

（1）持續載荷作用下的一次應力

管道中由壓力、重力和其他持續載荷（如加速度）所產生的縱向應力之和不應該超過材料在預期最高溫度下的許用應力，即

式中：P為管道設計壓力，MPa；D為管道平均直徑，mm；δ為管道的厚度，mm；i為應力增強系數；MA為壓力、重力等持續載荷產生的彎矩，N·mm；W為截面模量，mm3。

（2）偶然載荷作用下的一次應力

偶然載荷也能產生一次應力。偶然載荷指的是風、地震和振動等載荷，此類荷載多系偶然發生，同時發生幾率極小，在一般靜力分析中，可不予考慮[9]。偶然載荷下的一次應力需滿足式（2）的要求，即

式中：MB為偶然載荷產生的彎矩，N·mm；K為管道外徑與內徑之比，與運行壓力波動有關，此處取1.2。對于內壓圓筒，如果采用薄壁假設，K=1.2時的誤差約為10%，這在工程上是允許的[10]。

2）二次應力

二次應力是由熱脹冷縮、端點位移等位移載荷所產生的應力，它不直接與外力平衡，而是為滿足位移約束條件或管道自身變形的連續要求所必須的應力。二次應力的特點是具有自限性，即局部屈服或小量變形就可以使得位移約束條件或自身變形連續要求得到滿足，從而變形不再繼續增大。一般來說，只要不反復加載，二次應力一般不會導致管道的直接破壞，而會引起疲勞破壞。值得注意得是：當位移載荷極大，局部屈服或小量變形不足以使得位移約束條件或者自身變形連續要求得到滿足時，管道也可能在一次加載的過程中就發生破壞。

在管道的應力分析中，二次應力的校核是最基本的強度校核之一。通過對管道中二次應力的數值加以限制，可避免裝置運行時發生的疲勞破壞。二次應力應滿足公式（3）和公式（4）的要求[11]，即

式中：σE為位移應力，MPa；MC為熱膨脹產生的彎矩，N·mm為常溫下的許用應力，MPa；f表示某種函數。

1.2.2 綜合應力校核法

將各種不同載荷引起應力按照一定的規則進行綜合，得出一個合應力，這就是綜合應力校核法。綜合應力校核法包括兩類：一類是解釋斷裂失效的，包括最大拉應力和最大伸長應變理論；另一類是解釋屈服失效的，包括最大切應力理論、畸變能密度理論和米塞斯屈服準則等。相關文獻表明[12]：考慮到管道的安全性和可靠性要求，米塞斯屈服準則最符合金屬管道的特性分析。本文建議采用米塞斯屈服準則作為判據，進行管道應力計算分析，以獲得更為安全的設計結果。公式（5）為米塞斯屈服準則的表達式。

式中：1σ、2σ、3σ分別為管道校核點在綜合載荷（熱、壓力、偶然載荷等）作用下的三個方向的主應力，MPa。

2 應力計算與結果分析

2.1 部件參數

防冰進氣管道所采用材料的性能參數見表1，其它溫度點的材料性能參數可通過線性擬合獲得。其密度為7 900 kg/m3，且不隨溫度變化。防冰系統設計工況為：位于燃氣輪機接入點之后并且在閥門前的管路的溫度為380℃，壓力為2.3 MPa；閥后的管路的溫度為480℃，壓力為2.3 MPa；運行壓力在1 MPa～2 MPa；設計流量為20 kg/s。

表1 不同溫度下材料的性能參數

主管道設計成異徑管，不同管徑管道之間采用漸縮管連接，如圖1所示。管道截面參數見表2。

表2 管道截面參數

圖1 燃氣輪機防冰進氣管道模型

2.2 計算分析模型建立

某船舶燃氣輪機防冰進氣管道設計模型如圖 1所示。由圖 1可知：該設計管系為空間管系，但其大部分的主管道在同一平面內，且該管系具有一定的自補償能力。需要指出的是：盡管在主機連接處的管系為連續的空間彎，具有很強的自補償能力，但是由于主機連接處位移及力的要求，因此在管系設計過程中應考慮管系的位移變形對主機的影響。另外，管系中存在 2處閥門部件，為較大的集中質量載荷，在設計補償時，應考慮這些部件的重力支撐及對管系力的杠桿作用。

2.2.1 應力補償

應力補償時，除了應保證應力在許用應力范圍內，還要留有一定的應力補償裕度，以保證系統安全運行。文獻[13]的研究結果表明：與法蘭相比，球形接頭具有較強的應力和位移補償能力，因此本文處理閥門部件時采用球形接頭。

2.2.2 位移約束

系統較大的位移偏轉量會導致管道與周圍其他部位產生碰撞，甚至造成安全事故。因此，需要通過添加位移約束裝置使得管道位移變形在相關標準規定的范圍內。

橫向支路上添加 5個膨脹節，主要用于位移補償及應力釋放。主管上添加12個限位器，除編號167與205的安裝間隙為 20 mm，其他限位器的安裝間隙為10 mm（編號80與100的限位器除外）。立管上添加72個限位器，限制其在局部坐標內前后的位移，上下位移無限制，前后最大位移不超過10 cm。主管上添加5個Grinnell Hanger彈性支架，用于支撐管道重量，其具有一定的彈性，并且不限制移動位移，不同節點處采用不同剛性系數和尺寸的支架。為了避免位移的傳遞及干擾，本文算例中設置 1個固定支撐點，該支撐點位于縱向支路的正中間，起到限制位移并支撐重量的作用。

根據以上內容，最終在CAEPIPE中最終建立如圖2所示的燃氣輪機防冰進氣管道應力計算模型。

圖2 基于CAEPIPE的管道應力計算模型

2.3 計算結果分析

2.3.1 位移分析

圖 3為管道位移變形示意圖，該圖同時示意了各節點在系統中的位置。

表3～表5分別為主管限位器的位移值、豎管限位器的位移值以及彈性支架的位移值。由表 3可知：主管上的限位器沿著軸向的位移變化較小，最大為74.014 mm，滿足設計要求；由表 4可知：立管中的限位器左右的最大位移均未超過10 cm，滿足設計要求；由表5可知：水平主管道上的彈性支架的最大位移未超過10 cm，滿足設計要求。

值得注意的是：彈性支架對應的節點分別為 11、47、71、117、211，該支撐的主要作用是基于承重及工藝方面的考慮，具體的安裝位置可結合工藝要求進行相應的調整。

根據圖3，結合表3～表5可知：管道位移較小，位移變形在規定的范圍內，滿足設計要求。

圖3 管道的位移變形示意圖

表3 限位器的熱位移值

表4 立管限位器的相對位移值（部分）

表5 彈性支架的位移值

2.3.2 應力評定

對于本文的燃氣輪機防冰進氣管路算例，由圖 4所示的管道應力分布圖可知：在彎管處、質量集中點等位置出現了應力集中；應力最大位置出現在彎管處，最大應力為91.43 MPa。結合線性擬合的方法和表1的數據，可得：當溫度為 380℃時，材料的許用應力為139 MPa，此時最大應力為許用應力的 65.76%；當溫度為480℃時，材料的許用應力為129 MPa，此時最大應力為許用應力的70.87%。最大應力在許用范圍內，滿足管道安全評定要求。

圖4 管道應力分布圖

3 結論

本文在考察船舶燃氣輪機防冰進氣管道的使用條件和運行情況的基礎上，基于管道有限元分析軟件CAEPIPE，對防冰進氣管道進行建模和應力分析，通過添加膨脹節、限位器和彈性支架的方式進行管道補償設計，并根據計算結果對管道應力進行評定。結果表明：CAEPIPE能有效地模擬管道的力學性能，可為船舶燃氣輪機防冰管道設計節約成本；補償后管道在設計工況載荷下的應力與位移均滿足相關要求，本文所提出的補償方案合理可行。

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