陳 杰，馬 爽，張曉慧，馮永昌，密曉光，陳 林,3

(1.中海石油氣電集團(tuán)有限責(zé)任公司 技術(shù)研發(fā)中心，北京 100028；2.中國科學(xué)院 工程熱物理研究所，北京 100190；3.中國科學(xué)院大學(xué)，北京 100049)

0 引言

我國南海天然氣已經(jīng)成為一種戰(zhàn)略能源資源，其開采、運(yùn)輸和安全利用方法研究對我國長期能源供給具有戰(zhàn)略意義[1-4]。深海天然氣經(jīng)過壓縮為液化天然氣(Liquified Natural Gas,LNG)運(yùn)輸?shù)疥懙睾蠓Q為海洋浮式液化天然氣(Floating Liquefied Natural Gas,FLNG)[5-9]。圖1為浮式液化天然氣生產(chǎn)平臺及其工作示意圖[4]。該系統(tǒng)主換熱器一般采用繞管式換熱器。繞管式換熱器具有適用溫度范圍廣、抗熱沖擊能力強(qiáng)、適用于多種換熱介質(zhì)以及結(jié)構(gòu)緊湊、易于大型化等特點(diǎn)[10-13]。LNG繞管式換熱器在運(yùn)行工況中內(nèi)部介質(zhì)運(yùn)行處于溫度、高壓條件，因而其結(jié)構(gòu)設(shè)計與應(yīng)力評估十分重要[14-16]。與陸地LNG換熱器僅考慮管側(cè)天然氣液化及殼側(cè)制冷劑循環(huán)過程相比，海上晃蕩工況進(jìn)一步增加了過程與結(jié)構(gòu)應(yīng)力安全評估的難度[17]。進(jìn)一步研究提高FLNG繞管式換熱器的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的評估方法，確保其在復(fù)雜生產(chǎn)環(huán)境下的安全至關(guān)重要。

圖1 FLNG平臺及繞管式換熱器示意

近年來，國內(nèi)外學(xué)者已經(jīng)開展了相關(guān)評估和分析研究工作[16-23]，但是對海洋晃蕩工況及長期應(yīng)力狀態(tài)的評估和分析研究還較少[24-27]。例如，胡錫文等[17]對換熱器管板進(jìn)行了溫度和壓力作用下的強(qiáng)度校核。紀(jì)博文[19]用有限元法仿真方法對大型LNG繞管式換熱器依據(jù)JB 4732—1995進(jìn)行了應(yīng)力計算和強(qiáng)度校核。閔嵐等[20]建立了某單段式鋼結(jié)構(gòu)繞管式換熱器的有限元模型，對模型加載了考慮不同殼程壓力、管程壓力和溫度的工況，驗(yàn)證了靜強(qiáng)度要求。陳杰等[21]對LNG 繞管式換熱器管板及其相連的管箱、換熱器殼體開展了建模分析，并根據(jù)JB 4732—1995進(jìn)行強(qiáng)度校核與強(qiáng)度優(yōu)化。溫靜[22]用Ansys軟件分析了溫度載荷和機(jī)械載荷共同作用下某換熱器管板的強(qiáng)度。事實(shí)上，國內(nèi)外對海洋浮式LNG換熱器的強(qiáng)度評估相關(guān)研究報道相對較少[23-24]。已有研究對FLNG繞管式換熱器疲勞強(qiáng)度評估研究尚處于起步階段，針對評估方法的研究還較少[28-30]。

本文建立全尺寸FLNG換熱器有限元模型，通過試件現(xiàn)場晃蕩試驗(yàn)對比驗(yàn)證了模型有效性，并進(jìn)一步開展了典型工況下靜強(qiáng)度評估和一般工況下的疲勞強(qiáng)度評估，發(fā)現(xiàn)設(shè)計工況與晃蕩組合工況中，晃蕩角度、晃蕩周期與結(jié)構(gòu)應(yīng)力沒有線性關(guān)系；此FLNG換熱器設(shè)計可以通過靜強(qiáng)度評估和疲勞強(qiáng)度評估；設(shè)計溫度作用下，換熱器殼體外側(cè)同一部位應(yīng)力會隨殼程壓力的增大而線性增加；隨著殼程壓力增加，由于換熱器結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，換熱器的最大應(yīng)力位置會在殼程壓力0.8～0.9 MPa之間時發(fā)生變化。

1 模型和方法

1.1 FLNG換熱器模型

本研究對象是中海石油氣電集團(tuán)主持設(shè)計的某型LNG繞管式換熱器。該換熱器為三段式換熱器，三段過程分別對應(yīng)殼側(cè)制冷劑流動換熱三個連續(xù)階段：預(yù)冷段、液化段和深冷段。換熱器內(nèi)管側(cè)流體為天然氣，殼側(cè)流體為制冷劑。網(wǎng)格劃分模型如圖2所示。換熱器最下端為裙座，裙座以螺栓連接方式與船體相連，預(yù)冷段殼體下端與裙座以焊接方式相連，預(yù)冷段、液化段和深冷段分別以錐筒作為中間過渡段焊接相連。三段中間各自有中心筒，中心筒為兩端細(xì)中間粗的中空筒體，其下端以中心筒支撐焊接于換熱器殼體內(nèi)側(cè)。預(yù)冷段和液化段各自的上下段繞著筒體周向平均分布4個管板，深冷段上下段繞著筒體平均分布2個管板，管板與殼體間以焊接形式相連。因其復(fù)雜筒體結(jié)構(gòu)和載荷情況變化需要適應(yīng)海洋晃蕩工況，在建模分析中分別構(gòu)建了殼體分段模型。如圖2所示，本研究對換熱器殼體結(jié)構(gòu)進(jìn)行了分步網(wǎng)格離散處理，考慮了芯筒具體結(jié)構(gòu)的同時簡化了復(fù)雜繞管束的影響。研究采用全六面體二階單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，綜合考慮計算時間和精度，本研究中網(wǎng)格選用20節(jié)點(diǎn)單元Solid 95，模型單元數(shù)共計14萬，節(jié)點(diǎn)數(shù)共計26萬。

圖2 換熱器有限元模型

本研究中，換熱器裙座和預(yù)冷段殼體采用鋁合金5083-H112材料，液化段和深冷段殼體、兩個連接錐殼、所有中心筒均采用鋁合金5083-O材料，所有管板均采用鋁合金5083-H112材料，換熱器主要材料及性能參數(shù)如表1[31-32]所示。

表1 換熱器主要材料性能

圖3示出不同溫度下鋁合金5083-O的抗拉強(qiáng)度和屈服強(qiáng)度[30](本文中換熱器設(shè)計溫度為-165～+40 ℃)，當(dāng)溫度降低時，材料的抗拉強(qiáng)度和屈服強(qiáng)度都有所升高。換熱器裙板處于室溫條件下，可以用40 ℃鋁合金5083-H112的材料屬性對其進(jìn)行靜強(qiáng)度校核。換熱器殼體預(yù)冷段下管板附近的設(shè)計溫度處于25～40 ℃，可用40 ℃鋁合金5083-H112的材料屬性進(jìn)行靜強(qiáng)度校核。換熱器預(yù)冷段中心筒下部以及預(yù)冷段下管板處于25～40 ℃，可用40 ℃鋁合金5083-O的材料屬性進(jìn)行靜強(qiáng)度校核。換熱器預(yù)冷段下管板以上的部分(包括殼體、中心筒、管板和連接錐殼)的設(shè)計溫度均小于25 ℃，使用25 ℃鋁合金5083-O的材料屬性對此段進(jìn)行靜強(qiáng)度校核可以提高對此部分結(jié)構(gòu)評估的可靠性余量。

圖3 不同溫度下鋁合金5083-O的抗拉強(qiáng)度和屈服強(qiáng)度

疲勞強(qiáng)度評估中應(yīng)使用操作溫度下的材料屬性進(jìn)行評估，換熱器的操作溫度為-165～+40 ℃。文獻(xiàn)[31]中證明了鋁合金5083疲勞強(qiáng)度隨溫度降低而提高。因此，與靜強(qiáng)度評估類似，也可以使用40 ℃下?lián)Q熱器各部分結(jié)構(gòu)對應(yīng)材料的材料屬性對其進(jìn)行疲勞強(qiáng)度校核。

1.2 計算工況

本研究中設(shè)計工況為換熱器本身結(jié)構(gòu)和重力平衡下正常運(yùn)行條件下的基本參數(shù)工況，如表2所示。晃蕩工況為單側(cè)角度5°,10°,15°的以水平面垂直面為對稱面的對稱晃蕩條件下的工況，其晃蕩周期為10,20 s，速度曲線為正弦曲線。風(fēng)載荷工況為換熱器受到不同強(qiáng)度臺風(fēng)載荷條件下的工況。除此，本研究還考慮了設(shè)計工況、晃蕩工況以及風(fēng)載荷工況的組合情況。

表2 設(shè)計工況基本情況

南海海域風(fēng)速較快，風(fēng)載荷對換熱器的強(qiáng)度也有很大影響[33]，根據(jù)GB 50009—2012《建筑結(jié)構(gòu)荷載規(guī)范》，垂直于建筑物(主要受力結(jié)構(gòu))表面的風(fēng)載荷標(biāo)準(zhǔn)值為：

wk=βzμsμzw0

(1)

式中，wk為風(fēng)荷載標(biāo)準(zhǔn)值，kN/m2；βz為高度z處的風(fēng)振系數(shù)；μs為風(fēng)載荷體型系數(shù)；μz為風(fēng)壓高度變化系數(shù)；w0為基本風(fēng)壓，kN/m2。

基本風(fēng)壓的計算方法為：

(2)

式中，α為風(fēng)壓系數(shù)，kg·s2/m4；v0為某地基本風(fēng)速,m/s。

結(jié)合我國南海海域情況，可取風(fēng)壓系數(shù)α=1/17～1/16，本研究取風(fēng)壓系數(shù)為1/16以保證給結(jié)構(gòu)強(qiáng)度評估保存安全余量。通過文獻(xiàn)調(diào)研，查到有記錄的10年一遇的基本風(fēng)速為38.0 m/s，50年一遇的基本風(fēng)速為60.4 m/s[33]，用于基本風(fēng)壓的計算。根據(jù)GB 50009—2012《建筑結(jié)構(gòu)荷載規(guī)范》和SH/T 3030—2009《石油化工塔型設(shè)備基礎(chǔ)設(shè)計規(guī)范》，計算得到南海海域上換熱器受到的10年一遇的風(fēng)載荷為32.59 kN，50年一遇風(fēng)載荷為79.66 kN。

本文有限元仿真分析部分使用Ansys Workbench 2021軟件進(jìn)行。設(shè)計工況計算采用結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析，全約束換熱器裙座底部；應(yīng)用公式輸入方式沿?fù)Q熱器垂直方向(y方向)施加線性變化溫度(坐標(biāo)軸方向如圖2所示)。預(yù)冷段最底部設(shè)置為40 ℃，深冷段最頂端設(shè)置為-165 ℃。在換熱器網(wǎng)格質(zhì)心位置(考慮殼體、裙座、管板、中心筒和中心筒支撐)施加重力加速度，繞管質(zhì)量等效施加于中心筒。在殼體內(nèi)部施加沿殼體法向的壓力載荷，大小為1.8 MPa。晃蕩工況計算采用瞬態(tài)動力學(xué)分析，設(shè)置繞裙座底部中心點(diǎn)轉(zhuǎn)動的正弦角速度。在換熱器整體質(zhì)心位置施加重力加速度。分析總時長設(shè)置為20 s，載荷步設(shè)為20，初始子步為15，最小子步10，最大子步20。風(fēng)載工況計算采用結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析，全約束換熱器裙座底部；z方向施加固定數(shù)值力，此載荷平均施加于由垂直方向的xy平面切割開的換熱器外表面的一半(坐標(biāo)軸方向如圖2所示)。組合工況中有晃蕩工況成分時，采用瞬態(tài)動力學(xué)分析。風(fēng)載荷直接均勻施加于y方向網(wǎng)格。

1.3 評估方法

本研究主要評估流程及方法如圖4所示。根據(jù)TSG 21—2016《固定式壓力容器安全技術(shù)監(jiān)察規(guī)程》，壓力容器鋁合金材料的許用應(yīng)力為ReL/ns(ReL為材料在設(shè)計溫度下的屈服強(qiáng)度，MPa；ns為安全系數(shù)，本文取ns=1.5)。

圖4 有限元結(jié)構(gòu)靜強(qiáng)度評估方法流程

對結(jié)構(gòu)的疲勞強(qiáng)度評估一般使用對稱循環(huán)應(yīng)力幅值(Sa(R=-1))進(jìn)行評估，當(dāng)對稱循環(huán)應(yīng)力幅值小于對應(yīng)材料的疲勞強(qiáng)度的時候，認(rèn)為通過疲勞強(qiáng)度評估。當(dāng)應(yīng)力時間歷程不是對稱循環(huán)應(yīng)力時，需要將已有應(yīng)力幅值轉(zhuǎn)換為對稱循環(huán)應(yīng)力幅值，計算公式如下：

(3)

式中，Sa為應(yīng)力幅值，MPa；Sm為應(yīng)力均值，MPa；Su為疲勞強(qiáng)度，MPa。

應(yīng)力幅值和應(yīng)力均值的計算公式為:

(4)

(5)

式中,Smax為應(yīng)力循環(huán)中的最大應(yīng)力值，MPa；Smin為應(yīng)力循環(huán)中的最小應(yīng)力值，MPa。

本研究中的部分有限元分析(如設(shè)計工況)為靜載荷分析，可以假設(shè)換熱器不斷重復(fù)由原始狀態(tài)到靜載荷工況的情況，其對稱循環(huán)應(yīng)力幅值即為靜載荷分析得到的應(yīng)力值。對已經(jīng)獲得應(yīng)力時間歷程的工況(如晃蕩工況)，根據(jù)式(3)～(5)可選擇應(yīng)力時間歷程中的絕對值最大值代替對稱循環(huán)應(yīng)力幅值進(jìn)行疲勞強(qiáng)度評估。

圖5為換熱器疲勞強(qiáng)度評估流程圖。由表1可知鋁合金5083-O和鋁合金5083-H112的疲勞強(qiáng)度分別為96 MPa和99 MPa。當(dāng)此最大應(yīng)力值無法通過疲勞強(qiáng)度評估時，應(yīng)選取常規(guī)工況(日常載荷組合)進(jìn)行二次疲勞分析評估。

圖5 有限元結(jié)構(gòu)疲勞強(qiáng)度評估方法流程

2 計算結(jié)果分析

2.1 模型檢驗(yàn)

本研究采用在真實(shí)FLNG繞管式換熱器樣機(jī)晃蕩試驗(yàn)中采集殼體外側(cè)、保溫層內(nèi)測應(yīng)力的方式與有限元模型相同工況下相同位置應(yīng)力結(jié)果進(jìn)行對比的方式對有限元模型準(zhǔn)確性進(jìn)行驗(yàn)證。FLNG換熱器樣機(jī)晃蕩試驗(yàn)現(xiàn)場試驗(yàn)情況如圖6(a)所示，該換熱器在液壓推拉桿的作用下繞轉(zhuǎn)動中心晃動。由于試驗(yàn)條件有限，設(shè)定試驗(yàn)工況為：(1)設(shè)計溫度、殼程壓力0.2 MPa、晃蕩角度3°，晃蕩周期15 s；(2)設(shè)計溫度、殼程壓力0.2 MPa、晃蕩角度3°，晃蕩周期20 s。圖6(a)顯示了換熱器上應(yīng)力測點(diǎn)布置位置，圖6(b)顯示了應(yīng)變片布置情況。

本研究采用CF系列低溫應(yīng)變片(型號：CFLA-3-350-23)，其敏感柵長為3 mm，敏感柵寬為1.7 mm，基片長度為3.5 mm。該應(yīng)變片采用環(huán)氧樹脂基片，以及特殊合金敏感柵，可以滿足常溫到低溫穩(wěn)定測量，如表3所示。換熱器上應(yīng)力測試采用電阻應(yīng)變傳感器，其布置情況如圖6(b)所示，由于換熱器部分處于極低溫工作狀態(tài)，應(yīng)變片選用帶耐低溫導(dǎo)線的耐低溫應(yīng)變片。試驗(yàn)中采用EA-2A雙液型室溫固化環(huán)氧粘合膠用于粘接低溫應(yīng)變片，適用溫度范圍為低溫-269～50 ℃。

(a)晃蕩試驗(yàn)裝置及應(yīng)力測點(diǎn)位置

表3 應(yīng)變片基本參數(shù)

本研究結(jié)果分析中通過提取由有限元瞬態(tài)分析得到的每個應(yīng)力測試位置的應(yīng)力時間歷程，選取每個應(yīng)力時間歷程中的應(yīng)力峰值與實(shí)測應(yīng)力峰值作對比。實(shí)測與有限元計算模型應(yīng)力對比如圖7所示，除測點(diǎn)1在晃蕩角度3°，晃蕩周期15 s工況下的計算應(yīng)力峰值與實(shí)測應(yīng)力峰值的計算誤差為35%，其他計算應(yīng)力峰值與實(shí)測應(yīng)力峰值的計算誤差均小于20%，可以認(rèn)為此有限元模型具有較高的評估可靠性。

圖7 實(shí)測與有限元計算模型應(yīng)力對比

2.2 靜強(qiáng)度評估

對換熱器模型進(jìn)行設(shè)計工況、晃蕩工況、風(fēng)載工況的組合工況計算，輸出每種工況下的主應(yīng)力方向應(yīng)力云圖，以設(shè)計工況為例，如圖8所示。設(shè)計工況下，換熱器最大主應(yīng)力方向應(yīng)力發(fā)生在深冷段上管板周圍的殼體上，此位置材料為鋁合金5083-O，應(yīng)力122.22 MPa，小于1.5Sm(145 MPa)，無需進(jìn)行薄膜應(yīng)力計算，由于換熱器中材料為5083-H112的部分應(yīng)力小于此最大應(yīng)力，且許用應(yīng)力大于鋁合金5083-O，故無需對其他部分結(jié)構(gòu)進(jìn)行進(jìn)一步評估，因此說明設(shè)計工況下?lián)Q熱器可以通過靜強(qiáng)度評估。

圖8 設(shè)計工況最大主應(yīng)力應(yīng)力云圖

本研究計算了13組工況用于對結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜強(qiáng)度評估，每種工況的具體情況和各工況下最大主應(yīng)力的應(yīng)力最大值和各工況的靜強(qiáng)度評估情況見表4。除工況12以外的其他12種工況下的最大應(yīng)力值均小于鋁合金5083-O材料的1.5Sm(145 MPa)，根據(jù)圖4中的靜強(qiáng)度評估方法流程，可以判定這12種工況可以通過靜強(qiáng)度評估。工況12為設(shè)計工況與50年一遇風(fēng)載荷組合工況，如圖9(a)所示，其最大應(yīng)力產(chǎn)生于裙座處觀察孔周圍的裙座上，最大應(yīng)力值為155.26 MPa，小于其材料鋁合金5083-H112的1.5Sm(190 MPa)。由于在有限元模型上查看除裙座和預(yù)冷段殼體部分的其他部分應(yīng)力云圖較復(fù)雜，本研究中嘗試將裙座大部分網(wǎng)格去除后觀察其應(yīng)力云圖情況，如圖9(b)所示，其最大主應(yīng)力的應(yīng)力最大值發(fā)生在剩余殼體部分的最底端，為41.03 MPa，小于鋁合金5083-O材料的1.5Sm(145 MPa)，說明此工況均可通過靜強(qiáng)度評估。

表4 有限元工況組合情況、各工況下最大主應(yīng)力和靜強(qiáng)度評估情況

(a)換熱器整體

從表4可以看出，3個空載晃蕩工況下，晃蕩周期10 s，晃蕩角度15°的最大的應(yīng)力最大值為94.06 MPa，晃蕩周期20 s，晃蕩角度5°的最小的應(yīng)力最大值15.06 MPa，呈現(xiàn)出晃蕩角度越大、晃蕩周期越短則應(yīng)力越大的規(guī)律。設(shè)計工況下的晃蕩組合中，最大的應(yīng)力最大值為晃蕩周期10 s，晃蕩角度 5°條件下的140.84 MPa，最小為晃蕩周期10 s，晃蕩角度 15°條件下的119.50 MPa。這一結(jié)果表明設(shè)計工況下晃蕩過程所造成的應(yīng)力分布情況受到機(jī)械應(yīng)力和熱應(yīng)力的耦合疊加影響。同時從表4的結(jié)果看出這一影響與工況變化并沒有明確線性關(guān)系。在風(fēng)載荷相關(guān)的工況中，單純風(fēng)載荷工況的最小的應(yīng)力最大值為22.89 MPa，設(shè)計工況與風(fēng)載荷組合工況下最大的應(yīng)力最大值為155.26 MPa，在設(shè)計工況與風(fēng)載荷組合的基礎(chǔ)上添加晃蕩周期10 s，晃蕩角度 15°晃蕩工況，應(yīng)力最大值為135.77 MPa。

2.3 疲勞強(qiáng)度評估

由表4可以看出，換熱器極限工況下的最大應(yīng)力值為155.26 MPa，大于疲勞強(qiáng)度97 MPa，所以需要基于常規(guī)工況對換熱器進(jìn)行疲勞強(qiáng)度評估。疲勞強(qiáng)度評估過程考慮FLNG換熱器真實(shí)工作場景下殼程壓力為0.5 MPa；同時選擇換熱器南海海域10年一遇風(fēng)載荷為32 590 N；結(jié)合晃蕩周期10 s，晃蕩角度5°的晃蕩工況組合進(jìn)行有限元瞬態(tài)分析。圖10顯示了主應(yīng)力方向應(yīng)力分布。換熱器最大應(yīng)力產(chǎn)生于裙座底部內(nèi)壁位置，大小為60.26 MPa，小于材料疲勞強(qiáng)度96.0 MPa，判定為通過評估。

圖10 設(shè)計溫度下0.5 MPa殼程壓力與10年一遇風(fēng)載荷 組合下晃蕩周期10 s，晃蕩角度5°晃動工況最大主應(yīng)力 應(yīng)力云圖

2.4 壓力影響分析

在設(shè)計溫度下殼程壓力的變化對換熱器應(yīng)力影響分析采用了結(jié)構(gòu)靜力學(xué)方法，全約束換熱器裙座底部。應(yīng)用公式輸入方式沿?fù)Q熱器垂直方向(y方向)施加線性變化溫度，預(yù)冷段最底部設(shè)置為40 ℃，深冷段最頂端設(shè)置為-165 ℃。在換熱器整體質(zhì)心位置施加重力加速度。在殼體內(nèi)部施加沿殼體法向的壓力載荷，大小由0.1 MPa計算到1.8 MPa，共計算18個工況。

圖11顯示了不同壓力下各應(yīng)力測點(diǎn)的主應(yīng)力方向應(yīng)力變化曲線?？梢钥闯鏊袦y點(diǎn)的應(yīng)力值與壓力呈線性關(guān)系。應(yīng)力最大的測點(diǎn)深冷段與液化段連接錐筒中部的測點(diǎn)4。測點(diǎn)4的最大應(yīng)力為42.66 MPa發(fā)生在殼程壓力1.8 MPa時，最小應(yīng)力為2.37 MPa發(fā)生在殼程壓力0.1 MPa時。得到每個測點(diǎn)的應(yīng)力隨殼程壓力變化的斜率為，測點(diǎn)1：0.092，測點(diǎn)2：0.093，測點(diǎn)3：0.131，測點(diǎn)4：0.237，測點(diǎn)5：0.223，測點(diǎn)6：1.649。

圖11 溫度變化條件下?lián)Q熱器應(yīng)力隨殼程壓力的變化

換熱器主應(yīng)力方向最大應(yīng)力與殼程壓力的關(guān)系曲線如圖12所示，最大應(yīng)力隨殼程壓力的變化關(guān)系在壓力為0.1～0.8 MPa和0.9～1.8 MPa下分別呈現(xiàn)斜率不同的兩段線性關(guān)系。在壓力0.1～0.8 MPa最大應(yīng)力增長速度較緩慢；在0.9～1.8 MPa最大應(yīng)力增長速度較快。不同曲線斜率不同是由于換熱器最大應(yīng)力的發(fā)生位置在殼程壓力于0.8～0.9 MPa范圍時發(fā)生了變化：0.1～0.8 MPa時，最大應(yīng)力發(fā)生在換熱器裙座最低端內(nèi)部，如圖13(a)所示；壓力為0.9～1.8 MPa時，最大應(yīng)力發(fā)生在換熱器深冷段上管板與殼體連接處附近的殼體內(nèi)側(cè)，如圖13(b)所示，這是由于換熱器腔體所處位置相對裙座對殼程壓力更加敏感，而且管板與殼體連接位置為結(jié)構(gòu)形態(tài)突變位置，容易產(chǎn)生應(yīng)力集中導(dǎo)致應(yīng)力較大。

圖12 溫度變化條件下不同壓力作用下?lián)Q熱器 最大應(yīng)力變化

(a)壓力0.1～0.8 MPa

3 結(jié)論

(1)基于有限元方法構(gòu)筑的FLNG繞管式換熱器應(yīng)力評估與實(shí)際測試結(jié)果取得了較好的吻合。

(2)空載晃蕩工況中，晃蕩角度越大、晃蕩周期越短則結(jié)構(gòu)應(yīng)力越大；設(shè)計工況與晃蕩組合工況中，晃蕩角度、晃蕩周期與結(jié)構(gòu)應(yīng)力沒有線性關(guān)系；因此，針對海洋晃蕩工況，應(yīng)力分布及其變化規(guī)律需要根據(jù)實(shí)際運(yùn)行參數(shù)具體分析；此FLNG換熱器設(shè)計可以通過靜強(qiáng)度評估和疲勞強(qiáng)度評估。

(3)在設(shè)計溫度作用下，換熱器殼體外側(cè)同一部位應(yīng)力會隨殼程壓力的增大而線性增加；由于隨著壓力增加，換熱器的最大應(yīng)力位置在0.8～0.9 MPa之間發(fā)生了變化，換熱器最大應(yīng)力與殼程壓力變化呈分段線性關(guān)系。