黃邵軍，鄧記松，趙剛，孟嘉巖，張?zhí)?/p>

（海洋石油工程有限公司，天津300452 ）

引言

海洋平臺浮式生產儲油卸油裝置( Floating Production Storage and Offloading,FPSO)一般由船體和上部組塊構成，由于其靈活、可移動、抗風浪強等特點近年來在我國深水海域的油氣開發(fā)中廣泛應用[1，2]。不同于固定式海洋平臺，位于FPSO上的壓力容器不僅承受內壓載荷和風載荷，還承受由于船體運動引起的運動載荷。放置在FPSO上的臥式容器由于熱膨脹的原因，一般通過鞍座上的螺栓與墊墩聯接。因此，對于操作重量較大的臥式容器，鞍座與墊墩之間的聯接螺栓往往承受較大的運動載荷和傾覆力矩，按照常規(guī)的設計方法根據相關行業(yè)標準[3]選擇標準鞍座和螺栓存在較大的風險。在交變的運動載荷作用下，對于FPSO上的臥式容器，螺栓的靜強度和疲勞強度對設備的安全性至關重要。本文以某FPSO項目為例，結合IGC規(guī)則[4，5]，詳細闡述承受運動載荷的螺栓的靜強度計算和疲勞強度計算要點，供工程應用參考。

1 典型結構

某海洋平臺FPSO上典型臥式容器主要結構如下圖1所示，臥式容器采用雙鞍座支撐，一端固定鞍座，另一端滑動鞍座，鞍座通過螺栓與墊墩固定，墊墩焊接在平臺梁上。對于FPSO上臥式容器，為增加螺栓數量，一般不采用標準的鞍座布置形式，可以參考相關手冊[6]將鞍座腹板設置在中間，腹板兩側對稱布置螺栓。

圖1 典型臥式容器結構簡圖

以某工程項目為例，該典型臥式容器所處環(huán)境10min平均風速為46.9m/s。操作狀態(tài)下由于船體晃動引起的三向加速度分別為ax=2.44m/s2，ay=3.23m/s2，az=4.3m/s2。按圖1所示，以船體的縱向為X方向；船體的橫向為Y方向，船體的鉛垂線方向為Z方向。鞍座與墊墩的鋼板材料為Q345B，連接螺栓材料為35CrMoA，在海洋環(huán)境中一般螺栓腐蝕裕量3mm，其力學性能按相關標準確定[7]，鞍座的結構簡圖如下圖2所示。

圖2 鞍座結構簡圖

2 螺栓靜強度計算

由于FPSO上設備受到波浪載荷的影響，會產生一定幅度的縱傾、橫搖以及垂蕩。因此，與靜設備相比較，設備鞍座的聯接螺栓受力情況存在顯著差異。參考中國船級社《散裝運輸液化氣體船舶構造與設備規(guī)范》中第二篇附錄2的相關規(guī)定，選取基本載荷工況見表1。

表1 基本載荷工況

對于設計工況LC1，存在三個方向加速度，按規(guī)范需對三個方向的運動載荷進行組合計算，載荷組合系數如下表2所示。

表2 載荷組合工況

2.1 螺栓預緊力的確定

鞍座與墊墩之間多采用普通螺栓孔連接，即螺栓與螺栓孔之間保留一定的間隙，此種連接方式在承受橫向載荷時需要靠預緊力提供的摩擦力克服橫向剪切力。對于承受波浪載荷的設備，設備隨船體搖晃，會引起螺栓承受較大的橫向載荷。因此，防止設備在墊墩上沿螺栓孔滑移，首先需要根據不同工況計算螺栓需要的預緊力，其中迎浪工況和橫浪工況船體傾斜角度明顯小于靜橫傾工況，故本案例中僅計算設計工況與靜橫傾工況以及碰撞工況下需要的最小螺栓預緊力。

設計工況下按照表2的載荷工況進行組合計算。

在工況LCD11的載荷組合下：

在工況LCD12的載荷組合下：

在工況LCD13的載荷組合下：

靜橫傾工況下：

碰撞工況下：

螺栓最小預緊力：

式中 n——螺栓數量

m——設備最大操作質量，kg

μ——摩擦系數，取0.3[8]。

P——風載荷，N

F01——設計工況下所需螺栓預緊力，N

F02——靜橫傾工況下所需螺栓預緊力，N

F03——碰撞工況下所需螺栓預緊力，N

KS——防滑系數，取1.1～1.3[9]。

2.2 螺栓拉應力計算

拉應力計算時，按照表1分別對設計工況與靜橫傾工況以及碰撞工況進行計算，由于設備在橫向（圖1中Y向）抵抗傾覆的能力相較于X向較弱，因此碰撞工況按照危險的橫向載荷進行考慮。

（a）設計工況下，X向運動載荷在單個鞍座底截面引起的豎向載荷：

X向的地腳螺栓拉應力為：

對于Y向運動載荷，螺栓組各個螺栓所示載荷與螺栓至軸線的距離成正比，從而在Y向水平載荷引起的傾覆力矩M作用下，各個螺栓的軸向拉力為：

從而，

由此可得，各螺栓承受的傾覆力矩：

因此，Y向由傾覆力矩引起的地腳螺栓拉應力為：

Z向（向上）垂蕩載荷引起的各螺栓拉應力：

按照表2中的載荷組合情況，將三個方向上的螺栓拉應力進行組合即可得到各個組合工況的螺栓拉應力。按下式所示，LC11對應的系數α=1，β=0，γ=1。

（b）靜橫傾工況下各螺栓的彎矩：

從而由傾覆力矩引起的地腳螺栓拉應力為：

（c）碰撞工況下各螺栓的彎矩：

從而由傾覆力矩引起的地腳螺栓拉應力為：

式中 HV——操作狀態(tài)下設備重心位置，mm

Abt——螺栓截面積，mm2

n——承受傾覆力矩的螺栓數量

N——單個鞍座的螺栓總數量

Mmax——各工況下螺栓承受的最大傾覆力矩，N.mm

Li——筒體軸線兩側的螺栓間距，mm

另外，在計算拉應力時還需考慮本文中加載的螺栓預緊力，與上述各工況載荷計算得出的螺栓拉應力進行相加，最后根據計算的應力選取相應規(guī)格的螺栓。

3 螺栓疲勞強度計算

在縱傾、橫搖以及垂蕩載荷周期作用下，螺栓連接作為整個設備的薄弱環(huán)節(jié)，存在疲勞破壞的可能性，并且往往疲勞強度決定了螺栓的設計。因此，不同于陸地容器，在FPSO上的臥式容器需要對連接螺栓進行抗疲勞設計。

3.1 計算工況

在計算疲勞載荷時，由于風載荷的變化和螺栓預緊力的變化在短時間內非常小，因此一般不予考慮，僅考慮船體運動載荷的周期性交變，載荷的組合表如下所示，+/-代表運動載荷的方向,大小表示載荷系數。橫搖和縱傾無論是何種方向組合，其對螺栓產生的傾覆力矩都是相同的，因此，對于橫搖和縱傾在載荷工況中不再區(qū)分載荷方向。垂蕩載荷正方向使得螺栓產生拉應力，負方向螺栓不承受額外拉應力，因此對于垂蕩載荷僅取載荷的正方向考慮，參考相關規(guī)范按照表3進行載荷組合。

表3 載荷組合系數

3.2 設計壽命

螺栓設計壽命的確定與波浪載荷的周期密切相關。引起船體晃動的波浪載荷由橫搖、縱傾以及垂蕩互相疊加而成，是較為復雜的隨機載荷。在海洋平臺的應用中，可以采用觀測站的統(tǒng)計結果，得到典型波浪高度和波浪周期的對應關系，按此關系繪制表格，如下圖3所示，該圖為某海洋平臺項目中的典型波浪散布圖。對于隨機波浪載荷，可以根據實測的短期波浪散布情況進行加權處理預測長期的波浪載荷分布情況。一般而言，波浪長期統(tǒng)計的概率密度服從威布爾分布，其表達式如下：

圖3 某項目波浪散布圖

其中，q為尺度參數，H為形狀參數。當響應值為x時，超越概率為：

對于螺栓的疲勞計算，考慮到螺栓的成本相對較小，一般工程上采取保守的方法，即選取波浪散步圖上浪高最高所對應的周期T作為設計周期，以此計算設計壽命下的允許循環(huán)次數NT,式中DL為設計壽命（年）。NT=DL×365×24×60×60/T （21）

3.3 計算步驟

疲勞計算主要有兩種方法，一種是基于 S-N曲線和 Palmgren- Miner 線性損傷累計準則的方法 （簡稱 S-N 曲線法）；另一種是基于 Paris-Erdogan 裂紋擴展理論的斷裂力學方法[10]。其中工程應用采用S-N曲線更為廣泛，本文對于鞍座螺栓的疲勞計算，參考壓力容器分析設計相關規(guī)范[11]，采用S-N曲線法，首先，計算各個工況下最大主應力波動范圍Sij。由于在載荷波動過程中，螺栓的最大主應力方向均沿螺栓伸長方向，最小主應力為晃動的船體恢復到初始狀態(tài)時，此時螺栓不承受運動載荷。由此可得：

式中，σij為對應工況下按式1-2計算得到的地腳螺栓拉應力。

其次，計算最大應力幅值Salt。

式中，K為螺柱疲勞載荷強度減弱系數，一般取K＝4；設計疲勞曲線彈性模量E＝207000MPa，ET為螺柱在操作溫度下的彈性模量。

最后，按照S-N曲線查找對應的疲勞壽命N，適用的疲勞曲線為JB4732-1995(2005 年確認)中圖C-4。校核準則按下式：

其中，SF為疲勞壽命安全系數，海洋平臺一般SF=2.0[12]。

4 結語

本文以FPSO平臺上的典型臥式容器為例，闡述了承受運動載荷下的鞍座螺栓的靜強度和疲勞強度的計算過程，在計算過程中需要注意以下事項：

（1）對于FPSO上的設備而言，不論是靜強度計算還是疲勞強度計算，需參考相關規(guī)范進行組合工況的計算。

（2）由于船體的晃動，本文還對鞍座螺栓的預緊力進行計算，以防止周期性的運動載荷引起設備的往復滑動。

（3）由于設備鞍座的連接螺栓大多采用高強鋼，對裂紋較為敏感。因此，在計算疲勞工況時建議參考壓力容器相關規(guī)范并考慮螺柱疲勞載荷強度減弱系數。