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(武漢船用機(jī)械有限責(zé)任公司，武漢 430084)

單點(diǎn)系泊原油輸送裝置旋轉(zhuǎn)接頭的靜力學(xué)分析及密封性能評(píng)估

鄭繼平,熊大柱，覃剛,王強(qiáng),阮業(yè)康

(武漢船用機(jī)械有限責(zé)任公司，武漢 430084)

為設(shè)計(jì)某型原油輸送裝置旋轉(zhuǎn)接頭并校核其強(qiáng)度性能和密封效果，先采用傳統(tǒng)方法進(jìn)行計(jì)算，然后用有限元法對(duì)其進(jìn)行仿真分析，獲得了旋轉(zhuǎn)接頭的綜合應(yīng)力云圖、變形云圖和密封效果圖。結(jié)果表明，旋轉(zhuǎn)接頭的最大應(yīng)力小于材料的屈服強(qiáng)度，滿足使用要求；最大變形量較小，且發(fā)生在非關(guān)鍵部位，滿足使用要求；旋轉(zhuǎn)接頭的密封面貼合緊密，密封效果良好，不會(huì)產(chǎn)生泄漏。

旋轉(zhuǎn)接頭；有限元法；強(qiáng)度性能；密封效果

旋轉(zhuǎn)接頭是一種具有通流、旋轉(zhuǎn)、防泄漏、泄漏檢測(cè)等多種功能的裝置[1]。油船系泊進(jìn)行外輸作業(yè)時(shí)，通流介質(zhì)無泄漏地從流體旋轉(zhuǎn)接頭入口流入，出口流出。單通道通流原油，雙通道流體旋轉(zhuǎn)接頭能同時(shí)通流原油和成品油。流體旋轉(zhuǎn)接頭上端入口腔體通過驅(qū)動(dòng)臂和單點(diǎn)系泊裝置的轉(zhuǎn)盤相連，轉(zhuǎn)盤通過系泊纜系泊油輪并且隨著系泊油輪的風(fēng)向標(biāo)作用而隨之轉(zhuǎn)動(dòng)，從而驅(qū)動(dòng)流體旋轉(zhuǎn)接頭上端的入口腔體與系泊油船同步轉(zhuǎn)動(dòng)[1-2]。

流體旋轉(zhuǎn)接頭是主要結(jié)構(gòu)和功能部件，若不能保證其強(qiáng)度性能和密封效果，將會(huì)導(dǎo)致工作介質(zhì)泄漏，從而造成環(huán)境污染和能源浪費(fèi)，嚴(yán)重時(shí)可危及工作人員健康和生命安全[3]。傳統(tǒng)壓力設(shè)備設(shè)計(jì)靠水壓試驗(yàn)來驗(yàn)證泵體強(qiáng)度和密封性、設(shè)計(jì)的合理性和可靠性，不僅研發(fā)周期長(zhǎng)、成本高，而且難以保證質(zhì)量。再之，水壓試驗(yàn)一般由檢測(cè)人員用肉眼觀察密封面是否滲漏等，檢查人員的觀測(cè)技巧不同，測(cè)試結(jié)果不完全相同[4-5]。考慮以某型單點(diǎn)系泊原油輸送裝置旋轉(zhuǎn)接頭為研究對(duì)象，在充分考慮旋轉(zhuǎn)接頭法蘭面接觸問題、法蘭和螺栓接觸問題，以及螺栓預(yù)緊力對(duì)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的影響的基礎(chǔ)上，對(duì)旋轉(zhuǎn)接頭進(jìn)行數(shù)值仿真。分析旋轉(zhuǎn)接頭的剛強(qiáng)度和密封性，以減少水壓試驗(yàn)的工作量，并優(yōu)化旋轉(zhuǎn)接頭設(shè)計(jì)。

1 流體旋轉(zhuǎn)接頭設(shè)計(jì)計(jì)算

1.1 基本參數(shù)

本文研究的是1臺(tái)型號(hào)為單點(diǎn)系泊原油輸送裝置旋轉(zhuǎn)接頭。該旋轉(zhuǎn)接頭由上腔體、下腔體、儲(chǔ)液罐、管路、回轉(zhuǎn)支撐、螺栓、密封、回轉(zhuǎn)支承等組成。其設(shè)計(jì)參數(shù)見表1所示。

表1 5 000 m3/h系泊原油輸送裝置旋轉(zhuǎn)接頭基本設(shè)計(jì)參數(shù)

1.2 上下腔體計(jì)算

根據(jù)CCS船級(jí)社《鋼制海船入級(jí)規(guī)范2015》以下簡(jiǎn)稱《規(guī)范》“泵與管系”這一章的規(guī)定：[6]

壁厚不小于按下式計(jì)算的值：

δ=δ0+b+c

式中：δ0為基本壁厚，mm；b為彎曲附加余量，0 mm；c為腐蝕余量，mm，原油管系取c=2.0；

其中：p為設(shè)計(jì)壓力，p=4.38 MPa；D為鋼管外徑，D=168 mm；[σ]為鋼管許用應(yīng)力，取[σ]=188.9 MPa,可計(jì)算出最小壁厚為

δ1=δ0+b+c=12.03+0+2.0=14.03 mm。

參照國外一線品牌SBM流體旋轉(zhuǎn)接頭壁厚25 mm，實(shí)際尺寸取25 mm。

1.3 封頭計(jì)算

流體旋轉(zhuǎn)接頭上下腔體采用橢圓封頭，見圖1。

圖1 橢圓形封頭

流體旋轉(zhuǎn)接頭上下腔體橢圓封頭的厚度。根據(jù)《規(guī)范》“鍋爐與壓力容器”這一節(jié)中附錄1的計(jì)算公式，橢圓封頭最小厚度為

式中：δ3為封頭厚度，mm；P為承受壓力，P=4.38 MPa；D1為封頭外徑，D1=1 050 mm；y為形狀系數(shù)，y=0.95 ；[σ]為鋼管許用應(yīng)力，[σ]=188.9 MPa；φ為適用于焊縫的強(qiáng)度系數(shù)，取φ=1。

參照國外一線品牌SBM流體旋轉(zhuǎn)接頭封頭厚度20 mm，實(shí)際尺寸取20 mm。

2 有限元分析

2.1 計(jì)算對(duì)象離散化

本分析模型建立在直角坐標(biāo)系上，軸中心線方向?yàn)閅軸方向，法蘭進(jìn)出口方向?yàn)閄方向。模型的相關(guān)設(shè)置如下：

長(zhǎng)度單位：mm；力單位：N；應(yīng)力單位：MPa；坐標(biāo)系：總體笛卡爾坐標(biāo)系。

將要分析的計(jì)算對(duì)象分割成有限單元，單元之間設(shè)置聯(lián)接節(jié)點(diǎn)，并使相鄰單元的有關(guān)參數(shù)具有一定的連續(xù)性，然后構(gòu)成單元集合體以代替原計(jì)算對(duì)象，并將彈性體邊界約束用邊界上節(jié)點(diǎn)約束去替代[8]。在ANSYS中，旋轉(zhuǎn)接頭的網(wǎng)格采用六面體的方法進(jìn)行劃分，對(duì)于腔體、封頭、板等結(jié)構(gòu)采用solid-shell單元?jiǎng)澐?，?duì)螺栓連接件及其他規(guī)則結(jié)構(gòu)采用六面體網(wǎng)格劃分，并對(duì)法蘭和螺栓接觸面、旋轉(zhuǎn)接頭中分面等關(guān)鍵部位進(jìn)行局部加密，共劃分節(jié)點(diǎn)數(shù)為 200 435，單元數(shù) 為 123 769，有限元模型見圖2。

圖2 旋轉(zhuǎn)接頭的有限元模型

2.2 材料屬性

旋轉(zhuǎn)接頭的材料屬性見表2。

表2 旋轉(zhuǎn)接頭的材料屬性

2.3 約束及加載

接觸設(shè)置。腔體上下法蘭面為2個(gè)目標(biāo)面，回轉(zhuǎn)支承上下安裝面為接觸面，由相應(yīng)的目標(biāo)面和接觸面構(gòu)成一組接觸對(duì)摩擦系數(shù)0.15；螺栓頭部與法蘭接觸面面積基本不變，設(shè)置接觸類型為Bonded(綁定接觸)；螺桿與回轉(zhuǎn)支承螺紋孔設(shè)置為Bonded(綁定接觸)。

載荷分析。單點(diǎn)系泊系統(tǒng)漂浮軟管傳遞載荷和系泊載荷均通過管道支承平臺(tái)傳遞到位于浮筒上的系泊回轉(zhuǎn)支承承受，流體旋轉(zhuǎn)接頭上腔體不承受漂浮軟管傳遞載荷和系泊載荷。故以下只計(jì)算流體旋轉(zhuǎn)接頭上腔體因單點(diǎn)浮筒運(yùn)動(dòng)所產(chǎn)生的慣性力、風(fēng)載荷和通流介質(zhì)壓力在上下腔體連接面處豎直方向上的載荷[7]。

回轉(zhuǎn)接頭載荷為：回轉(zhuǎn)支承上每個(gè)螺栓預(yù)緊力220 kN；最大風(fēng)載荷7 898 N,風(fēng)載荷作用在浮筒安裝面以上的流體旋轉(zhuǎn)接頭上腔體外表面；通流介質(zhì)壓力4.38 MPa；驅(qū)動(dòng)臂載荷8 555 N；慣性載荷上下方向1.25 m/s2,橫向1.97 m/s2；重量載荷；上腔體傾覆力矩8 771 N·m。上腔每個(gè)法蘭202.5 kN同向力。

在長(zhǎng)圓法蘭邊緣施加固定約束；在螺柱上施加預(yù)緊力，約束載荷示意圖見圖3、圖4。

圖3 固定約束及螺栓載荷示意

圖4 旋轉(zhuǎn)接頭載荷示意

2.4 有限元分析

1)單元分析。建立單元位移方程

f=Nδe

(1)

式中：f為單元內(nèi)任一點(diǎn)的位移列陣；δe為單元節(jié)點(diǎn)位移列陣；N為單元位移模式矩陣。

由式(1)可得到所有節(jié)點(diǎn)位移表示的單元應(yīng)變?yōu)?/p>

ε=Bδe

(2)

式中：ε為單元中任一點(diǎn)的應(yīng)變列陣；B為單元應(yīng)變矩陣。

可得單元應(yīng)力為

σ=DBδe

(3)

式中：σ為單元中任一點(diǎn)的應(yīng)力列陣；D為與單元有關(guān)的彈性矩陣。

單元?jiǎng)偠染仃嚺c單元平衡方程

Ke=?BTDBdxdydz

(4)

式中：Ke為單元?jiǎng)偠染仃嚒?/p>

導(dǎo)出單元?jiǎng)偠染仃?，利用最小?shì)能原理，得到單元平衡方程為

Fe=Keδe

(5)

式中：Fe為等效節(jié)點(diǎn)力[8-9]。

2)整體分析。在單元分析的基礎(chǔ)上，建立系統(tǒng)總勢(shì)能計(jì)算公式，應(yīng)用最小總勢(shì)能原理建立有限元基本方程，引入位移邊界條件后求解有限元方程，解出全部節(jié)點(diǎn)位移，最后逐個(gè)計(jì)算單元的應(yīng)力。由此可得到有限元的基本方程。

Kδ=F

(6)

式中：K為整體剛度矩陣；δ為節(jié)點(diǎn)位移列陣；F為節(jié)點(diǎn)載荷列陣。

利用邊界條件，結(jié)合以上方程可以求出各節(jié)點(diǎn)的位移及各單元應(yīng)力等[8-9]。

采用第四強(qiáng)度理論進(jìn)行校核，米賽斯等效應(yīng)力(Von-Mises)即σeqv應(yīng)當(dāng)滿足以下條件：

σeqv=

式中：σeqv為等效應(yīng)力；σ1、σ2和σ3分別為第1、2、3主應(yīng)力；[σ]為許用應(yīng)力。

3)接觸分析。以有限元為基礎(chǔ)的接觸問題數(shù)值解法可分為直接迭代法、接觸約束算法、數(shù)學(xué)規(guī)劃法等[10]。接觸問題可描述為求區(qū)域內(nèi)位移場(chǎng)U，使得系統(tǒng)的勢(shì)能ΠU在接觸邊界條件的約束下達(dá)到最小，即

MinΠU=1/2UTKU-UTF

s.t≥0

(7)

式中：K為整體剛度矩陣；F為整體剛度矩陣接觸力。

ANSYS 提供的接觸約束算法是通過適當(dāng)處理接觸邊界約束條件，將式(7) 的約束優(yōu)化問題轉(zhuǎn)換為無約束優(yōu)化問題求解。采用增廣拉格朗日乘子法求解。

3 計(jì)算結(jié)果及分析

3.1 旋轉(zhuǎn)接頭強(qiáng)度分析

圖5 驅(qū)動(dòng)臂本體綜合應(yīng)力云圖

圖6 預(yù)緊螺栓應(yīng)力云圖

圖5～圖7為驅(qū)動(dòng)臂、螺栓、腔體的綜合應(yīng)力云圖。驅(qū)動(dòng)臂本體的最大綜合應(yīng)力為267.91 MPa，強(qiáng)度滿足；回轉(zhuǎn)支承螺栓的最大綜合應(yīng)力為771.02 MPa，強(qiáng)度滿足；上下腔體應(yīng)力峰值為482 MPa,為局部尖角處的應(yīng)力集中，周圍最大應(yīng)力447 MPa，為表層微小區(qū)域小于屈服應(yīng)力，強(qiáng)度滿足要求。根據(jù)規(guī)范，旋轉(zhuǎn)接頭的強(qiáng)度滿足要求。

圖7 上下腔體應(yīng)力云圖

3.2 旋轉(zhuǎn)接頭變形分析

圖8為旋轉(zhuǎn)接頭綜合位移云圖。由圖8可知，旋轉(zhuǎn)接頭總體綜合變形較小，最大綜合位移為5.07 mm，位于驅(qū)動(dòng)臂端，上下腔體綜合位移2.08 mm，上腔法蘭受拉側(cè)。對(duì)零部件的裝配及正常工作無明顯影響。根據(jù)規(guī)范，旋轉(zhuǎn)接頭的變形滿足使用要求。

圖8 旋轉(zhuǎn)接頭綜合位移云圖

3.3 密封性能分析

旋轉(zhuǎn)接頭接觸面的接觸狀態(tài)見圖9，由接觸狀態(tài)圖可知，貼合區(qū)面積較大，上下腔體法蘭面與回轉(zhuǎn)支承貼合面貼合緊密，無泄漏。圖10為上下腔體法蘭與回轉(zhuǎn)支承貼合面的接觸應(yīng)力，上腔法蘭面最大接觸應(yīng)力為103.29 MPa,下法蘭最大接觸應(yīng)力為119.6 MPa,貼合區(qū)應(yīng)力在30～50 MPa的區(qū)域較大，貼合緊密。上下腔體法蘭面與回轉(zhuǎn)支承在貼合面的法向位移見圖11。由位移云圖可知，前后旋轉(zhuǎn)接頭在貼合面的法向位移趨勢(shì)基本相同，可使二者貼合緊密，滿足密封要求。

圖9 上下腔體法蘭與回轉(zhuǎn)支承貼合面密封狀態(tài)

圖10 上下腔體法蘭與回轉(zhuǎn)支承貼合面接觸應(yīng)力

圖11 法蘭貼合面法向位移

4 結(jié)論

根據(jù)規(guī)范，旋轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度剛度滿足要求。

采用結(jié)合面接觸計(jì)算對(duì)旋轉(zhuǎn)接頭法蘭與回轉(zhuǎn)支承面密封性能進(jìn)行了驗(yàn)證，該方法適用于其他壓力承壓設(shè)備密封性能分析，具有一定的通用性。

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Statics Analysis and Sealing Performance Evaluation of the Revolving Joint of Single Point Mooring Petroleum Transportation Device

ZHENGJi-ping,XIONGDa-zhu,QINGang,WANGQiang，RuanYe-kang

(Wuhan Marine Machinery Plant Co. Ltd., Wuhan 430084, China)

In order to design a type single point anchor petroleum transportation device revolving joint and check the strength performance and sealing effect of the revolving joint, traditional calculation and finite element method (FEM) were adopted to simulate the revolving joint. Results of stress, deformation and sealing effect showed that the max stress, which is less than its yield strength, satisfies the operating requirement; the max deformation, which arises at noncritical position, is very minor and satisfies the operating requirement; the sealing face bands closely, the sealing effect is quite good, and there is no leak.

revolving joint; finite-element method; strength performance; sealing effect

U662

A

1671-7953(2017)06-0173-05

10.3963/j.issn.1671-7953.2017.06.039

2017-01-09

2017-02-13

國家發(fā)改委項(xiàng)目(發(fā)改辦高技[2015]1409號(hào))

鄭繼平(1973—)，男，碩士，工程師

研究方向：機(jī)械結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)