0 引言

单点系泊是指海洋工程船舶通过单点形式系泊在另一个固定式或浮式结构物上，船舶围绕该结构物可以随风、浪、流等做360°回转，由于风标效应，被系泊船舶将会停泊在环境力最小的方位上^[1]。单点系泊系统通常应用于近海油田开发作业和替代固定码头的原油接卸终端，旋转接头是该单点系泊系统中最核心、最关键的部件，其作用是通过可靠的旋转动密封保证流体介质安全有效地从静止部分传递到旋转部分，从而实现风标效应。旋转接头由于设计难度大、制造工艺复杂以及密封性能要求高等特点，一直被国外少数几家公司(如挪威APL公司、荷兰Bluewater Energy公司、美国MCDERMOTT公司、挪威Maritime Tentech公司、荷兰IHC公司、荷兰SBM-IMODCO公司以及日本Modec旗下的SOFEC公司)作为核心技术而长期封锁^[2]，国内目前还没有自主设计制造的单点系泊旋转接头装置投产使用^[3]。

作为中国制造2025十大重点发展领域之一的海洋工程装备及高技术船舶领域，核心配套设备是其发展方向之一，旋转接头作为单点系泊系统的核心配套设备，对其进行相关技术研究意义重大。本文将以悬链式单点系泊系统输油旋转接头为研究对象，针对其结构和试验进行设计研究。

1 旋转接头结构设计

单点系泊输油旋转接头的结构型式取决于油田生产设施或输油终端对装置的功能要求，如传输介质、流体压力、温度、流量、通道类型和通道数量等。结构设计时应对创新性、可行性、可靠性和合理性等进行综合考虑。本研究中旋转接头输送的介质为原油。

1.1 技术参数及设计基础资料

旋转接头主要技术参数和环境条件如表 1所示。

1.2 技术要求

(1) 旋转接头结构一般为模块组合式或整体式，为了具有更大的灵活性、适应性和维修性，使得密封件和钢结构等可以互换，结构设计应尽量进行模块化设计。

(2) 不同的制造工艺对结构要求各不相同，对于旋转接头中的各部件应进行制造工艺论证，以确定采用铸造、锻造还是钢材焊制。

(3) 旋转接头应尽量小型化，以减轻装置的质量，降低加工和装配的难度，结构布置须紧凑，对于进、出口通道应合理利用定环内和动环外的空间。

(4) 密封结构应合理布置。在采用多道密封时，径向密封型式可以减小直径方向的尺寸，但增大了高度方向的尺寸，而轴向密封型式与之相反，结构设计时首先应该根据密封的可靠性确定密封型式。

(5) 旋转接头是大型精密设备，尺寸大、质量大、精度要求高，主要零件的精度控制存在一定难度，结构设计时须确保部件的可加工性，以及加工精度和装配精度的控制方法。

(6) 旋转接头中的选型零部件应尽量使用标准件，方便后期的维护更换，降低制造成本。

1.3 结构型式论证

旋转接头结构设计时主要依据中国船级社《海上单点系泊装置入级与建造规范》以及《ASME BOILER AND PRESSURE VESSEL CODE》进行设计^[4-5]，并结合悬链式单点系泊输油旋转接头的功能需求、制造加工条件和经济性等进行综合考虑，最终采用双进双出单通道轴向旋转接头的结构型式，如图 1所示。旋转接头由定环(下环)和动环(上环)组成，动环与定环由3排滚柱式回转支承连接，回转支承外面装有轴承罩，以防水或异物进入，动环与定环间的连接面处设有轴向密封件，以保证定、动环之间的流体不发生泄漏。定环与动环各有2个ø609.6 mm的对外接口，以满足单点流通量的要求。定环的接口用于原油输入，动环的接口用于原油输出。旋转接头的本体材料选用S22253双相不锈钢，双相不锈钢广泛应用于海洋工程及油气领域，完全可以满足旋转接头苛刻的耐腐蚀要求。

1.4 壁厚计算

由ASME规范可知，圆筒形壳体所需最小厚度t为^[5]：

(1)

式中：E为焊接接头系数；p为设计内压，Pa；R为内径，mm；S为材料的许用应力，Pa。

根据ASME规范，当设计温度低于蠕变温度时，许用应力为材料有效抗拉强度的和最小屈服强度的中的较小值。旋转接头本体材料采用的双相钢的抗拉强度为620 MPa，屈服强度为450 MPa，由此可知S=206.67 MPa。已知R=600 mm，取E=1.0，计算得筒体厚度t=5.84 mm。

由ASME规范可知，凹面受压的椭圆形封头所需最小厚度t₁为^[5]：

(2)

式中：D为椭圆形封头直边段的内直径，其值取为1 200 mm。

计算得到封头厚度t₁=5.81 mm。

为了确保旋转接头密封件在密封槽内而不被挤压出去，密封件对密封间隙的要求为不超过0.5 mm，因此，考虑旋转接头整体强度、刚度和变形等要求，取旋转接头筒体厚度为25 mm，封头厚度为20 mm。

2 结构强度计算 2.1 有限元分析模型^[6-8]

考虑单点系泊输油旋转接头为轴对称结构，为了减少计算量，选用模型。为划分网格方便，模型设置为5个部分，分别为动环、动环螺栓、定环、定环螺栓和轴承。网格划分后的有限元分析模型如图 2所示，其中节点数为74 792，单元数为268 456。

2.2 载荷及边界条件

对定环结构板的上表面和定环出口法兰相连的管子(水平处)加载固定约束(fixed support)。在整体模型中除定环底面的所有内表面加载垂直于表面方向3 MPa的Pressure约束，对定环底面加载包括旋转接头内介质质量的压力3.03 MPa的Pressure约束。在模型对称面上施加对称约束Frictionless Support。

根据机械设计手册，合金钢螺栓的预紧力不得超过螺栓屈服极限的0.6倍，故螺栓的预紧力取176.5 kN，在动环螺栓和定环螺栓杆上逐个加轴向柱面载荷为176.5 kN的螺栓预紧力。对整个模型加载Standard Earth Gravity约束。加载后如图 3所示。

2.3 计算结果及分析 2.3.1 应力分析

单点系泊输油旋转接头整体模型等效应力最大值为637.44 MPa，最大应力值位于螺栓上，如图 4所示。旋转接头螺栓选用10.9级M24螺栓，屈服强度为900 MPa，其螺纹连接为控制预紧力的紧螺纹连接，安全系数取1.2^[9]。螺栓的许用应力为750 MPa，因此，螺栓所受应力在许用应力范围内，满足要求。

关于动环和定环的最大应力分布分别如图 5和图 6所示。动环所受最大应力为187.79 MPa，位于动环螺栓孔处。定环所受最大应力为172.09 MPa，位于定环输油管的倒圆角处。由旋转接头装置本体的许用应力取为206.67 MPa可知，3 MPa工况下螺栓预紧力为176.5 kN时旋转接头本体强度满足要求。

2.3.2 变形分析

旋转接头除了强度必须满足要求外，其密封面处相对于轴承安装面的法向变形量会直接影响到密封间隙，从而影响密封的可靠性。动环轴承和定环轴承安装法兰的变形量分别如图 7和图 8所示。由图 7和图 8可知，动环轴承安装法兰在Y轴正向变形量最大约0.225 mm, 定环安装法兰在Y轴负向的变形量最大为0.067 mm，定环轴承安装法兰在Y轴负向变形量最大值必定小于0.067 mm，则密封间隙的最大变形量小于0.292 mm。因此，本旋转接头密封间隙处的变形在密封件要求的0.5 mm范围内。

3 试验验证

为了验证所设计旋转接头结构的密封间隙是否在密封件要求的范围内，设计制造了如图 9所示的台架进行旋转接头原型样机试验，实时记录密封泄漏情况。主要试验内容如下^[4]。

(1) 旋转效用试验：在设计压力下以每周10 min的回转速度正、反各转2周。

(2) 静态密封试验：在1.5倍设计压力下保压至少2 h。

(3) 动态密封试验：在设计压力下旋转4周，第一周顺时针旋转，最后一周逆时针旋转，每转30°为一步，旋转速度为30 s转30°，每转30°停30 s。

所有试验均在验船师到场的情况下进行，试验过程旋转接头运行平稳、回转自由，试验结果如表 2所示。由表 2可知，旋转接头在旋转效用试验、静态密封试验和动态密封试验过程中均未出现原油泄漏。由此可见, 旋转接头结构设计合理，密封性能可靠。

4 结论

(1) 根据单点系泊输油终端的功能需求提出了旋转接头的结构设计技术要求，由此设计了一种单通道轴向旋转接头，该装置结构简单、安装方便。

(2) 通过有限元计算得到了旋转接头本体所受最大应力，其值小于许用应力，验证了旋转接头的结构强度满足规范要求。

(3) 轴承安装螺栓的预紧力符合机械设计手册的规定和轴承安装的预紧要求，其所受最大应力在许用应力范围内，保证了旋转接头密封间隙的最大值在密封件要求的范围内。

(4) 采用设计的旋转接头台架试验装置对旋转接头原型样机进行了旋转效用试验、静态密封试验和动态密封试验，试验过程未出现原油泄漏，进一步验证了旋转接头结构设计合理，密封性能可靠。

(5) 该项研究提供了旋转接头结构设计与验证方法，对旋转接头国产化应用具有一定的借鉴意义。