0 引言
油气处理工艺模块分布着大量工艺管线, 多用于输送高速油气流体。[1]目前, 国内传统工艺管道设计

多基于静态分析, 尚未考虑流体诱发振动导致的疲劳风险。据英国安全与健康执行局 (HSE) 发布的“

海上石油天然气泄漏数据和分析”数据显示, 在英国北海有超过20%的石油天然气泄漏事故, 是由工艺

管道振动诱发疲劳破坏导致的。因此本文基于英国HSE EI指南方法原理及工艺系统设计方案, 通过计算

管道流体诱发振动导致的疲劳风险值, 对工艺管道疲劳风险进行定量判别, 筛选出疲劳风险较大的工艺

管道, 并对此提出相应的安全降险措施。
1 流激振动的产生
在实际生产过程中绝大多数工艺管道内流体的流动状态为湍流, 尤其是当高速流体经过设备、调节阀、

弯头、斜支管、三通、异径、节流孔板时, 流场中众多小漩涡彼此交叉、混杂、作用, 进而使管子受到

随机波动的作用力。一方面, 由于湍流频带较宽, 当频带中的某一频率与管子任一振型的自振频率接近

或相等时, 便会导致大幅度的管子振动;另一方面, 周期性的漩涡脱落也会产生周期性的流体力, 如果

漩涡脱落频率与管子的固有频率一致, 管子便会发生共振, 即由此产生的振动称为工艺管道流激振动。

[2-4]
2 流激振动的破坏
管子振动会产生较大的动态应力, 当动态应力达到某一临界水平时, 将导致管道出现疲劳裂纹。如果小

裂纹未被平台操作人员及时发现, 裂纹将继续扩大直至管道破裂, 最终导致流体泄漏, 发生火灾或爆炸

。此外, 值得特别注意的是, 管道在运用静力学公式分析受力情况时, 其结果与动态生产过程产生的受

力情况有所不同, 因为管道静力学公式分析只考虑由重力、压力及其他外力载荷的作用产生的一次应力

和由于热胀、冷缩、端点附加位移等位移载荷产生的二次应力。因此, 在设计工艺管道时, 工程师要重

点关注流体诱发振动导致的管道疲劳情况。
3 流激振动疲劳风险计算分析
3.1 主管流激振动疲劳风险
(1) 流体动能 (Ek) 。湍流局部会产生较高的宽频动能, 如图1所示。此动能是激发管道振动的主要能

量, 动能越大的工艺管线越容易产生振动疲劳损坏。因此, 在分析计算管道流激振动疲劳风险时, 首先

要计算筛选出动能较大的管线。通过运用Aspen HYSYS模拟计算管道流体的密度ρ和流速v, 使用式 (1)

得出管道内流体动能, 筛选出流体动能大于20 k J的管道, 进行下一步计算。根据HSE EI指南, 流体动

能小于20 k J的管线流激振动疲劳风险小, 无须考虑进行流激振动疲劳风险计算。

式 (1) 中, ρ为流体密度, 单位是kg/m3;v为流速, 单位是m/s。
图1 湍流引起的动能分布
图1 湍流引起的动能分布 下载原图
(2) 流体黏度系数 (FVF) 。湍流的能量在一定程度上取决于流体的黏度, 即流体黏度系数。若流体为

多相流体和液相流体, 则有式 (2) 成立。

若流体为气体, 则有式 (3) 成立。

式 (3) 中μ为气体动力黏度, 单位是Pa·s。
(3) 支架刚度。根据实际管道走向和布置, 量取支架间距Lspan, 并将管道外径Dext代入表1的公式中,

判断支架类型。相同外径的管道, 支架间距越大, 被定义为柔性支架的可能性就越大, 流激振动疲劳风

险也越高。根据表1确定支架类型。
表1 支架类型表 下载原表
表1 支架类型表
(4) 流激振动系数 (Fv) 。Fv是流激振动系数, 由管道外径Dext和管道壁厚T共同决定, Fv与疲劳风险

值 (ROF) 成反比。根据表2可以确定流激振动系数Fv。
(5) 主管流激振动疲劳风险 (ROF) 。ROF的计算如式 (4) 所示。

式4中ρ为流体密度, 单位为kg/m3;v为流体流速, 单位m/s;FVF为流体黏度系数;Fv为流激振动系数。
ROF值越大, 说明管道流激振动强度越大, 因流激振动导致疲劳破损的风险越大, 根据式 (4) 得出主管

路ROF的大小, 依照表3采取相应的降险措施。
表2 Fv系数计算公式 下载原表
表2 Fv系数计算公式
表3 ROF判断标准 下载原表
表3 ROF判断标准
3.2 小支管流激振动疲劳风险
当主管发生流激振动时, 会带动小支管一起振动, 小支管连接强度最弱, 因此最容易发生振动疲劳损坏

, 如图2所示。据HSE EI指南要求, 主管流激振动疲劳损坏风险ROF≥0.3时, 需要对主管上连接的小支

管进行流激振动疲劳损坏风险进行计算。在计算过程中, 首先需要进行小支管几何形状风险分析, 然后

进行小支管开口位置风险分析和小支管流激振动疲劳风险分析。
图2 小支管疲劳裂纹
图2 小支管疲劳裂纹 下载原图
(1) 小支管几何形状类型。小支管几何形状类型主要分为四种:悬臂型、同主管连续型、跨管带支架型,

跨管无支架型, 如图3所示。
图3 小支管几何形状类型
图3 小支管几何形状类型 下载原图
(2) 小支管几何形状风险 (SBC ROFGEOM) 。不同的小支管几何形状类型, 有其对应的计算流程和公式

。本文主要介绍海工平台上最常见的悬臂型小支管的计算。小支管几何形状风险受小支管连接类型、小

支管长度、小支管阀门数量、小支管壁厚、小支管尺寸的影响, 其对应风险值如表4所示。
表4 小支管几何形状风险 下载原表
表4 小支管几何形状风险
依据实际配管情况, 根据公式 (5) 求出小支管几何形状风险SBC ROFGEOM

(3) 小支管开口位置风险 (SBC ROFLOC) 。小支管开口位置风险受小支管与主管连接处最近的主管上的

附件类型和主管壁厚等级影响, 距小支管最近的管附件分别为阀门、异径、弯头、三通, 滑动支架、固

定支架时, 对应的风险值f分别为0.9、0.9、0.9、0.9、0.6、0.1。主管管壁厚等级分别为10S、20S、

40S、80S、160S, 大于160S时, 对应的风险值g分别为0.9、0.8、0.7、0.5、0.3、0.3。
若主管ROF≥1或未知, 有式 (6) 成立。

若主管ROF<1, 有式 (7) 成立。

(4) 小支管流激振动疲劳风险SBC ROF。小支管疲劳失效不仅受几何形状及开口位置影响, 还与主管路

振动效应有关。因此, 为了有效评估小支管疲劳风险, 本文通过比较上述三个影响因素的等效ROF值,

进而确定小支管流激振动疲劳风险SBC ROF, 如式 (8) 所示, 根据计算评估结果, 依照表5采取相应降

险推荐措施。

表5 SBC ROF判断标准 下载原表
表5 SBC ROF判断标准
4 实例分析
以第七代钻井船试采处理工艺模块工艺管线为例分析计算, 如图4所示。相关参数如下:流体密度ρ=80

kg/m3, 流体流速v=15.02 m/s, 流体相态为两相流, 外径Dext=355.6 mm, 壁厚T=7.92 mm, 最大支架间

距Lspan=6.5 m, 小支管为悬臂型, 对焊连接, 长度为500 mm, 含阀门数为1, 小支管壁厚等级10S, 主

管壁厚等级20S, 小支管尺寸为1.5寸, 小支管最近处的管附件为阀门, 计算主管和小支管的ROF如表6所

示。
图4 工艺管线
图4 工艺管线 下载原图
表6 某工艺管线ROF计算结果 下载原表
表6 某工艺管线ROF计算结果
根据表6可知, 该工艺主管线ROF值偏高, 建议在主管支架处增加斜撑或在适当位置增加支架。通过开展

小支管SBC ROF计算验证可以得出, 该小支管处存在一定疲劳风险, 需采取振动检测或重新设计支管、

支架等措施, 以降低整条工艺管道疲劳损害的风险。
5 结束语
通过工艺管道流体诱发振动疲劳风险的分析, 确定了流体诱发振动导致疲劳风险的评估方法, 定量判别

管路疲劳风险等级, 进而提出了有效的降险措施, 并得到较好的工程应用。通过分析, 得出以下结论。

第一, 主管流激振动疲劳风险主要和流速、密度、支架间距、管道尺寸、壁厚有关。在设计工艺管道时

, 管道流速、壁厚的选取不仅要考虑管道摩阻和设计压力, 而且也要考虑管内流体的流速以及壁厚是否

会导致管道流激振动疲劳损坏风险, 此举优化了后续管道设计, 避免增加不必要的管道支架和管道补强

等措施。第二, 小支管流激振动疲劳风险主要和小支管连接类型、长度、阀门数量、壁厚、尺寸、接口

位置、主管尺寸有关, 应在设计允许范围内尽量选用焊接连接, 减小支管长度及阀门数量, 增加支管壁

厚, 选用大尺寸支管, 小支管位置靠近支架处。第三, 从工程应用角度出发, 本文的计算方法适用于设

计阶段工艺管道流激振动疲劳风险的计算分析, 但尚未考虑实际平台作业海况 (风、浪、地震) 的影响

, 因此建议ROF≥1的管线利用FEA或CFD等软件继续进行优化分析。
参考文献
[1]赵耕贤.FPSO设计综述[J].船舶, 2005, (6) :1-5.
[2]谢芳芳.柔性体流致振动的数值模拟研究[D].杭州:浙江大学, 2013.
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