王曉靜，張照汶，王錫堯，劉?瑞

PTA干燥機(jī)攪拌系統(tǒng)有限元分析方法研究

王曉靜，張照汶，王錫堯，劉?瑞

(天津大學(xué)化工學(xué)院，天津 300350)

針對(duì)某新型臥式回轉(zhuǎn)PTA(精對(duì)苯二甲酸)干燥機(jī)的攪拌系統(tǒng)出現(xiàn)的斷裂問(wèn)題，提出一種新的有限元分析方法，即時(shí)間節(jié)點(diǎn)法，在攪拌系統(tǒng)一個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)周期內(nèi)均勻地取多個(gè)時(shí)間點(diǎn)，對(duì)每一個(gè)時(shí)間點(diǎn)下的攪拌系統(tǒng)進(jìn)行靜力學(xué)分析模擬，然后將模擬得到的結(jié)果進(jìn)行統(tǒng)計(jì)分析，繪制出變化曲線(xiàn)，描繪攪拌系統(tǒng)在轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中的變化過(guò)程．利用ANASYS workbench軟件對(duì)時(shí)間節(jié)點(diǎn)法進(jìn)行驗(yàn)證并對(duì)攪拌系統(tǒng)進(jìn)行研究．研究結(jié)果表明，取8個(gè)時(shí)間節(jié)點(diǎn)來(lái)描述攪拌系統(tǒng)在一個(gè)周期內(nèi)的變化過(guò)程最為合理，攪拌系統(tǒng)運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中在空心軸與實(shí)心軸交接部位出現(xiàn)最大應(yīng)力，其值為118.56MPa，在螺帶的最前端出現(xiàn)最大形變，其值為16.035mm，當(dāng)料柱質(zhì)量為12t時(shí)，疲勞壽命為3.54a，模擬分析得到的疲勞壽命與攪拌系統(tǒng)發(fā)生斷裂的時(shí)間偏差為5.93%，且模擬結(jié)果中出現(xiàn)疲勞斷裂的位置與攪拌系統(tǒng)發(fā)生斷裂的位置相同，由此驗(yàn)證了時(shí)間節(jié)點(diǎn)法的準(zhǔn)確性．研究?jī)?nèi)容為動(dòng)設(shè)備的受力分析提供了新的方法和思路.

PTA干燥機(jī)；攪拌系統(tǒng)；有限元分析；時(shí)間節(jié)點(diǎn)法；疲勞壽命

工業(yè)生產(chǎn)中，PTA干燥機(jī)多為臥式回轉(zhuǎn)干燥機(jī)，是一種以傳導(dǎo)傳熱方式使物料加熱、水分汽化的加熱?器[1-3]．與其他類(lèi)型的干燥機(jī)相比，臥式回轉(zhuǎn)干燥機(jī)有其顯著的優(yōu)點(diǎn)，在處理物料方面較其他類(lèi)型的干燥器具有更大的靈活性；物料在筒體內(nèi)充分混合且具有較長(zhǎng)的停留時(shí)間；生產(chǎn)出的產(chǎn)品質(zhì)量一致性較高；適合對(duì)干燥要求較高的產(chǎn)品進(jìn)行干燥[4]．臥式回轉(zhuǎn)干燥機(jī)的核心部件是攪拌系統(tǒng)，攪拌系統(tǒng)被轉(zhuǎn)動(dòng)裝置帶動(dòng)，對(duì)物料起到攪拌和推料的作用．由于攪拌系統(tǒng)多為懸臂結(jié)構(gòu)，在實(shí)際運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，經(jīng)常會(huì)發(fā)生斷裂破損問(wèn)題．因此對(duì)臥式回轉(zhuǎn)干燥機(jī)中攪拌系統(tǒng)的強(qiáng)度、剛度以及疲勞壽命的分析研究有著重大的意義[5-7]．

攪拌系統(tǒng)在連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，受到料液作用的部位不斷變化，而靜力學(xué)分析中無(wú)法設(shè)置受力位置不斷變化的邊界條件．因此采用某種方法實(shí)現(xiàn)靜力學(xué)分析攪拌系統(tǒng)動(dòng)態(tài)變化過(guò)程是分析攪拌系統(tǒng)斷裂問(wèn)題的關(guān)鍵[8-10]．本文針對(duì)某新型PTA干燥機(jī)攪拌系統(tǒng)出現(xiàn)的斷裂問(wèn)題，提出一種新的有限元分析方法，利用ANASYS workbench軟件對(duì)該方法進(jìn)行準(zhǔn)確性驗(yàn)證，并對(duì)干燥系統(tǒng)的強(qiáng)度、剛度和疲勞壽命進(jìn)行校核，找到攪拌系統(tǒng)出現(xiàn)斷裂的原因．

1?干燥機(jī)攪拌系統(tǒng)介紹

本文研究的臥式回轉(zhuǎn)PTA干燥機(jī)的攪拌系統(tǒng)由攪拌軸、輻桿和螺帶構(gòu)成，結(jié)構(gòu)模型如圖1所示．

圖1?攪拌系統(tǒng)結(jié)構(gòu)模型

裝有輻桿部分的軸為空心軸，連接電機(jī)且未安裝輻桿部分的軸為實(shí)心軸．?dāng)嚢柘到y(tǒng)運(yùn)行過(guò)程中物料從上方落下，對(duì)轉(zhuǎn)軸形成一定的料柱壓力，隨后料液在攪拌系統(tǒng)的帶動(dòng)下在滾筒的下端向前流動(dòng)．料液與底部螺帶接觸，對(duì)螺帶產(chǎn)生一個(gè)反向的推力，隨著攪拌軸的連續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)，與料液接觸的螺帶位置不斷變化，致使料液對(duì)攪拌系統(tǒng)整體的作用力不斷變化，設(shè)備參數(shù)見(jiàn)表1．

表1?設(shè)備參數(shù)

Tab.1?Device parameters

攪拌系統(tǒng)具有非對(duì)稱(chēng)性，在連續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中一些部件的受力狀態(tài)發(fā)生變化．而靜力學(xué)分析中無(wú)法設(shè)置受力位置不斷變化的邊界條件，因此需要找到一種新的方法利用靜態(tài)分析來(lái)完成動(dòng)態(tài)分析，進(jìn)而完成對(duì)PTA干燥機(jī)攪拌系統(tǒng)的有限元分析．本文提出一種新的有限元分析方法，即時(shí)間節(jié)點(diǎn)法，在一個(gè)運(yùn)動(dòng)周期內(nèi)的各個(gè)階段的受力狀態(tài)都有差異，利用微積分的思想，將設(shè)備在一個(gè)周期內(nèi)的連續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程看作是多個(gè)非連續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)的累積．即在設(shè)備的一個(gè)運(yùn)動(dòng)周期內(nèi)均勻的取多個(gè)時(shí)間點(diǎn)，設(shè)備在運(yùn)動(dòng)到每一個(gè)時(shí)間點(diǎn)時(shí)均對(duì)其進(jìn)行靜力學(xué)分析．然后將各個(gè)時(shí)間點(diǎn)下分析得到的結(jié)果進(jìn)行統(tǒng)計(jì)，繪制出變化曲線(xiàn)，當(dāng)所取時(shí)間點(diǎn)到達(dá)一定數(shù)量時(shí)，結(jié)果則接近設(shè)備的真實(shí)狀況．通過(guò)對(duì)模型在一個(gè)運(yùn)動(dòng)周期內(nèi)多個(gè)時(shí)間點(diǎn)下的分析模擬，找到時(shí)間點(diǎn)合適的選取數(shù)量，得到攪拌系統(tǒng)在轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中所受的最大應(yīng)力、變形和疲勞壽命．

2?攪拌系統(tǒng)應(yīng)力和變形計(jì)算分析

2.1?建模與施加載荷

取軸摩擦損失3%，故取攪拌軸功率60kW．?dāng)嚢栎S所受扭矩為

式中：e為攪拌系統(tǒng)所受扭矩，N·m；為攪拌功率，kW；為攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)速，r/min．

由于實(shí)際工作中只有螺帶推料受到物料的反作用力，因此將扭矩等效為面載荷加載在螺帶上，經(jīng)計(jì)算加載軸正向力16377N，推料與幾部分螺帶同?時(shí)接觸，因此需要將總作用力均勻加載到每個(gè)螺帶上[13].加載情況如圖2所示．

由于攪拌系統(tǒng)是連續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)的，圖2僅表示攪拌系統(tǒng)開(kāi)始轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)初始狀態(tài)下的受力狀態(tài)，當(dāng)攪拌系統(tǒng)隨轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)動(dòng)到一定角度時(shí)，與物料接觸的螺帶位置發(fā)生變化，因此，不改變坐標(biāo)系方向，將模型轉(zhuǎn)動(dòng)一定角度，重新對(duì)模型進(jìn)行加載．圖3為攪拌系統(tǒng)分別轉(zhuǎn)動(dòng)90°和180°后的載荷加載，由圖3可知，隨著攪拌系統(tǒng)的轉(zhuǎn)動(dòng)，與物料接觸的螺帶位置發(fā)生明顯變化，因此，重新加載時(shí)料柱壓力大小、方向不變，而料液對(duì)螺帶的反作用力加載在此時(shí)刻與料液接觸的螺帶上，此種加載方式符合生產(chǎn)過(guò)程中攪拌系統(tǒng)的真實(shí)受力情況．通過(guò)轉(zhuǎn)動(dòng)模型多次加載的方式對(duì)攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)動(dòng)一周內(nèi)的多個(gè)時(shí)間點(diǎn)下不同受力狀態(tài)分別進(jìn)行有限元分析，得到攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中各個(gè)時(shí)況下的受力和變形情況，并繪制出變化曲線(xiàn)，而本文所研究的時(shí)間節(jié)點(diǎn)法也正是以這種特殊的加載方式為基礎(chǔ)提出的.

C—軸端固支；D—軸承支撐

圖3?攪拌系統(tǒng)在轉(zhuǎn)動(dòng)不同角度時(shí)載荷加載

2.2?攪拌系統(tǒng)應(yīng)力和變形計(jì)算分析

分析過(guò)程中發(fā)現(xiàn)在實(shí)心軸與空心軸交接部位和輻桿的根部均可能出現(xiàn)最大應(yīng)力，因此分別對(duì)兩處在一個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)周期內(nèi)所受應(yīng)力進(jìn)行分析．

2.2.1?輻桿根部應(yīng)力分析

在攪拌系統(tǒng)一個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)周期(即轉(zhuǎn)動(dòng)360°)內(nèi)分別取4個(gè)時(shí)間節(jié)點(diǎn)(每轉(zhuǎn)動(dòng)90°取一個(gè)點(diǎn))、8個(gè)時(shí)間節(jié)點(diǎn)(每轉(zhuǎn)動(dòng)45°取一個(gè)點(diǎn))和16個(gè)時(shí)間節(jié)點(diǎn)(每轉(zhuǎn)動(dòng)22.5°取一個(gè)點(diǎn))，對(duì)每個(gè)時(shí)間節(jié)點(diǎn)下的模型進(jìn)行重新加載并分析得到該時(shí)刻下輻桿根部的應(yīng)力值，繪制出應(yīng)力隨攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)動(dòng)的應(yīng)力變化曲線(xiàn)，如圖4所示．

由圖4可知，輻桿根部應(yīng)力隨著攪拌系統(tǒng)的轉(zhuǎn)動(dòng)發(fā)生變化，這是由于整體結(jié)構(gòu)的非對(duì)稱(chēng)性導(dǎo)致的．取4個(gè)和8個(gè)時(shí)間節(jié)點(diǎn)時(shí)得到的應(yīng)力變化曲線(xiàn)有明顯的差異，說(shuō)明僅取4個(gè)時(shí)間節(jié)點(diǎn)對(duì)應(yīng)力變化去曲線(xiàn)進(jìn)行描繪是不符合實(shí)際的，節(jié)點(diǎn)選取越多應(yīng)力變化曲線(xiàn)更加接近真實(shí)的應(yīng)力變化過(guò)程，繼續(xù)增加時(shí)間節(jié)點(diǎn)至16個(gè)，此時(shí)的應(yīng)力變化曲線(xiàn)與取8個(gè)節(jié)點(diǎn)時(shí)基本相同．從圖中可以看出在轉(zhuǎn)動(dòng)到75°時(shí)輻桿根部出現(xiàn)最大應(yīng)力為118.56MPa，出現(xiàn)最大應(yīng)力時(shí)攪拌系統(tǒng)的受力云圖如圖5所示．

圖5 輻桿根部出現(xiàn)最大應(yīng)力時(shí)攪拌系統(tǒng)的受力云圖

2.2.2?空心軸與實(shí)心軸交接部位應(yīng)力分析

分別取4、8、16個(gè)時(shí)間節(jié)點(diǎn)時(shí)空心軸與實(shí)心軸交接部位應(yīng)力隨攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)動(dòng)變化曲線(xiàn)如圖6所示．由圖6可知，取不同個(gè)數(shù)時(shí)間節(jié)點(diǎn)時(shí)得到的應(yīng)力變化曲線(xiàn)基本相同，結(jié)合第2.2.1節(jié)得到的規(guī)律，在取8個(gè)時(shí)間節(jié)點(diǎn)時(shí)得到的應(yīng)力變化曲線(xiàn)基本可以表達(dá)出此部位的受力狀態(tài)變化過(guò)程和應(yīng)力極值，在轉(zhuǎn)動(dòng)到67.5°時(shí)輻桿出現(xiàn)最大應(yīng)力為114MPa，出現(xiàn)最大應(yīng)力時(shí)攪拌系統(tǒng)的受力云圖如圖7所示．

2.2.3?攪拌系統(tǒng)總變形分析

分別取4、8、16個(gè)時(shí)間節(jié)點(diǎn)時(shí)攪拌系統(tǒng)最大變形隨攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)動(dòng)變化曲線(xiàn)如圖8所示．由圖8可知，取4個(gè)時(shí)間節(jié)點(diǎn)無(wú)法完整描繪最大形變隨轉(zhuǎn)動(dòng)變化曲線(xiàn)，隨著時(shí)間節(jié)點(diǎn)選取數(shù)量增加到8個(gè)，最大變形隨轉(zhuǎn)動(dòng)變化曲線(xiàn)逐漸完善，時(shí)間節(jié)點(diǎn)增加到16個(gè)時(shí)，得到的變化曲線(xiàn)與取8個(gè)時(shí)間節(jié)點(diǎn)時(shí)基本一致，由此說(shuō)明在時(shí)間節(jié)點(diǎn)為8個(gè)時(shí)基本可以表達(dá)出分析目標(biāo)的變化過(guò)程和極值．當(dāng)攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)動(dòng)到90°時(shí)出現(xiàn)最大變形16.035mm，出現(xiàn)位置為軸端，出現(xiàn)最大變形時(shí)攪拌系統(tǒng)的變形云圖如圖9所示．

圖7 空心軸與實(shí)心軸交接處出現(xiàn)最大應(yīng)力時(shí)攪拌系統(tǒng)的受力云圖

綜上所述，通過(guò)時(shí)間節(jié)點(diǎn)法對(duì)攪拌系統(tǒng)進(jìn)行有限元分析，得到攪拌系統(tǒng)在轉(zhuǎn)動(dòng)到75°時(shí)在輻桿處出現(xiàn)最大應(yīng)力為118.56MPa，攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)動(dòng)到90°時(shí)在軸端出現(xiàn)最大變形為16.035mm．對(duì)于時(shí)間節(jié)點(diǎn)法，取8個(gè)時(shí)間節(jié)點(diǎn)繪制的受力狀態(tài)和變形變化曲線(xiàn)對(duì)PTA干燥機(jī)攪拌系統(tǒng)的描述最合理，節(jié)點(diǎn)過(guò)少不能反映真實(shí)變化情況，節(jié)點(diǎn)過(guò)多增加工作量．

圖9?攪拌系統(tǒng)出現(xiàn)最大變形時(shí)的變形云圖

3?攪拌系統(tǒng)疲勞分析

由上文可知攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中所受最大應(yīng)力為118.56MPa，攪拌系統(tǒng)所用材料304L不銹鋼在小于150℃時(shí)的許用應(yīng)力為137MPa，因此整個(gè)攪拌系統(tǒng)滿(mǎn)足強(qiáng)度要求．實(shí)際生產(chǎn)過(guò)程中攪拌系統(tǒng)也并未發(fā)生直接的斷裂，而是在使用了一段時(shí)間后發(fā)生斷裂，而攪拌系統(tǒng)運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，由于轉(zhuǎn)軸的轉(zhuǎn)動(dòng)，轉(zhuǎn)軸受到從上而下的物料反復(fù)的沖擊，進(jìn)而對(duì)轉(zhuǎn)軸造成疲勞破壞，由此考慮斷裂的原因?yàn)槠跀嗔眩虼诵枰獙?duì)攪拌系統(tǒng)進(jìn)行疲勞壽命分析．

利用時(shí)間節(jié)點(diǎn)法找到物料沖擊部位(危險(xiǎn)截面)的最大拉壓應(yīng)力，進(jìn)而計(jì)算攪拌系統(tǒng)的疲勞壽命．根據(jù)上文所得結(jié)論，選取8個(gè)時(shí)間節(jié)點(diǎn)，分別分析攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)動(dòng)到不同時(shí)間節(jié)點(diǎn)時(shí)危險(xiǎn)截面處的軸向應(yīng)力，繪制危險(xiǎn)截面軸向應(yīng)力隨攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)動(dòng)的變化曲線(xiàn)，如圖10所示．

從圖10中可以看出，當(dāng)攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)動(dòng)90°時(shí)，截面下端出現(xiàn)最大壓應(yīng)力66.01MPa，在攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)動(dòng)到270°時(shí)，截面上端出現(xiàn)最大拉應(yīng)力32.9MPa，最大拉壓應(yīng)力出現(xiàn)時(shí)間相差半個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)周期，即最大拉壓應(yīng)力出現(xiàn)在同一個(gè)位置，故該位置在轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中所受應(yīng)力幅值最大為98.91MPa．因此當(dāng)該位置轉(zhuǎn)動(dòng)到轉(zhuǎn)軸的上端和下端時(shí)，相比轉(zhuǎn)軸其他位置更容易發(fā)生疲勞破壞，由此可將動(dòng)態(tài)疲勞問(wèn)題轉(zhuǎn)換成該時(shí)間節(jié)點(diǎn)下反復(fù)受力的靜態(tài)疲勞問(wèn)題，分析此種狀態(tài)下攪拌系統(tǒng)的疲勞壽命．?dāng)嚢柘到y(tǒng)運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，每轉(zhuǎn)動(dòng)一個(gè)周期，預(yù)分析的疲勞點(diǎn)分別受一次拉力和一次壓力，修改疲勞參數(shù)，得到疲勞壽命云圖，如圖11所示．

圖10 危險(xiǎn)截面軸向應(yīng)力隨攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)動(dòng)變化曲線(xiàn)

圖11?攪拌系統(tǒng)壽命云圖

攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)速為33.8r/min，每日工作24h，全年工作330d，計(jì)算得到攪拌系統(tǒng)每年的實(shí)際轉(zhuǎn)動(dòng)次數(shù)為1.6×107．從圖11可以看出，當(dāng)轉(zhuǎn)軸受到12t料柱壓力時(shí)，轉(zhuǎn)軸危險(xiǎn)截面的最低轉(zhuǎn)動(dòng)次數(shù)為5.67×107，空心軸邊緣處疲勞壽命過(guò)低的原因是模型未建立倒角，此處發(fā)生應(yīng)力集中，實(shí)際此處并未發(fā)生斷裂，且有焊縫加強(qiáng)．因此只分析危險(xiǎn)界面處的疲勞壽命．根據(jù)分析得到的結(jié)果，攪拌系統(tǒng)的工作壽命為3.54a，而后發(fā)生斷裂．改變加料量，得到料柱質(zhì)量與攪拌系統(tǒng)工作壽命的關(guān)系，如表2所示．

表2?攪拌系統(tǒng)工作壽命與料柱質(zhì)量的關(guān)系

Tab.2 Relationship between the working life of the stir-ring system and the mass of the column

由表2可以看出當(dāng)料柱質(zhì)量為11.5t時(shí)，攪拌系統(tǒng)工作壽命為25.6 a，滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求，而繼續(xù)增加物料量會(huì)使其工作壽命明顯降低，不能達(dá)到設(shè)計(jì)要求．因此可以在生產(chǎn)工藝上進(jìn)行改進(jìn)，解決攪拌系統(tǒng)出現(xiàn)的斷裂問(wèn)題．

4?實(shí)例驗(yàn)證

臥式回轉(zhuǎn)PTA干燥機(jī)的攪拌系統(tǒng)，材料為304L不銹鋼，工作溫度不高于150℃，該攪拌系統(tǒng)設(shè)計(jì)的工作壽命為20a，而實(shí)際運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，在設(shè)備運(yùn)轉(zhuǎn)3.33a后攪拌系統(tǒng)中的轉(zhuǎn)軸出現(xiàn)斷裂，位置在空心軸和實(shí)心軸交接處，干燥機(jī)內(nèi)部介質(zhì)為含醋酸的濾餅，不含硫元素，因此不存在酸浸腐蝕問(wèn)題．通過(guò)本文對(duì)攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程的分析表明，轉(zhuǎn)軸上出現(xiàn)最大應(yīng)力的位置與攪拌系統(tǒng)在轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中發(fā)生斷裂的位置一致，如圖12所示．

圖12 轉(zhuǎn)軸斷裂位置與模擬分析出現(xiàn)最大應(yīng)力位置對(duì)比

由于攪拌系統(tǒng)的非對(duì)稱(chēng)性，物料的沖擊會(huì)導(dǎo)致轉(zhuǎn)軸發(fā)生疲勞破損，而轉(zhuǎn)軸出現(xiàn)最大應(yīng)力位置也是最容易發(fā)生疲勞破損的位置．因此，本文對(duì)轉(zhuǎn)軸斷裂位置進(jìn)行了疲勞壽命分析，模擬分析得到攪拌系統(tǒng)的工作壽命為3.54a，與轉(zhuǎn)軸出現(xiàn)斷裂的時(shí)間相比，模擬分析得到的斷裂時(shí)間與實(shí)際發(fā)生斷裂的時(shí)間偏差為5.93％，由此說(shuō)明模擬分析得到的斷裂位置與斷裂時(shí)間均與實(shí)際情況相一致，驗(yàn)證了本文提出的模擬方法的正確性．

5?結(jié)?語(yǔ)

通過(guò)對(duì)PTA干燥機(jī)攪拌系統(tǒng)的有限元靜力學(xué)分析，驗(yàn)證了筆者提出的時(shí)間節(jié)點(diǎn)法的準(zhǔn)確性. 找到此方法下可以描繪出攪拌系統(tǒng)真實(shí)受力情況的最低時(shí)間節(jié)點(diǎn)個(gè)數(shù)，結(jié)果表明，取8個(gè)時(shí)間節(jié)點(diǎn)來(lái)描述攪拌系統(tǒng)在一個(gè)周期內(nèi)的變化過(guò)程最為合理. 利用時(shí)間節(jié)點(diǎn)法分析攪拌系統(tǒng)的強(qiáng)度、剛度和疲勞壽命，結(jié)果表明，攪拌系統(tǒng)在轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中的強(qiáng)度和剛度均滿(mǎn)足要求，分析計(jì)算得出攪拌系統(tǒng)的疲勞壽命為3.54 a，疲勞斷裂的位置與攪拌系統(tǒng)發(fā)生斷裂的位置相同，由此說(shuō)明攪拌系統(tǒng)出現(xiàn)斷裂的原因?yàn)槠跀嗔眩⑨槍?duì)攪拌系統(tǒng)出現(xiàn)的疲勞斷裂問(wèn)題給出合理的改進(jìn)意見(jiàn).

［1］ 王艷艷，王團(tuán)結(jié)，彭?敏. 常用干燥設(shè)備的應(yīng)用及其選用原則研究[J]. 機(jī)電信息，2017(2)：1-16.

Wang Yanyan，Wang Tuanjie，Peng Min. Application of common drying equipment and its selection principles[J]. Mechanical and Electronic Information，2017(2)：1-16(in Chinese).

［2］ 萬(wàn)風(fēng)嶺，謝蘇江，周昭軍. 干燥設(shè)備的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢(shì)[J]. 化工裝備技術(shù)，2006(1)：10-12.

Wan Fengling，Xie Sujiang，Zhou Zhaojun. The current situation and development trend of drying equipment [J]. Chemical Equipment Technology，2006 (1)：10-12(in Chinese).

［3］ 倪春林，史元芝，馬訓(xùn)強(qiáng)，等. 適合高濕、高黏物料的干燥設(shè)備的研究與應(yīng)用[J]. 山東化工，2009，38(8)：32-35.

Ni Chunlin，Shi Yuanzhi，Ma Xunqiang，et al. Study and development of drying system for waterish and sticky material[J]. Shandong Chemical Industry，2009，38(8)：32-35(in Chinese).

［4］ 張素梅. 回轉(zhuǎn)式圓筒干燥機(jī)設(shè)計(jì)[J]. 科技創(chuàng)新與應(yīng)用，2015(28)：45-45.

Zhang Sumei. Design of rotary cylinder dryer[J]. Science and Technology Innovation and Application，2015(28)：45-45(in Chinese).

［5］ 楊連紅，王?強(qiáng)，趙勝?gòu)?qiáng). 基于ANSYS的PTA干燥機(jī)的有限元分析[J]. 石油和化工設(shè)備，2016，19(4)：5-8.

Yang Lianhong，Wang Qiang，Zhao Shengqiang. Finite element analysis of PTA dryer based on ANSYS[J]. Petro-Chemical Equipment，2016，19(4)：5-8(in Chinese).

［6］ 祝明威，馮武文，習(xí)進(jìn)朝. 某回轉(zhuǎn)圓筒式干燥機(jī)的整體有限元分析[J]. 農(nóng)機(jī)化研究，2007(12)：64-67.

Zhu Mingwei，F(xiàn)eng Wuwen，Xi Jinchao. Finite element analysis on one kind of rotary dryer[J]. Journal of Agricultural Mechanization Research，2007(12)：64-67(in Chinese).

［7］ 劉?旺，郎?勇，李春寶. PTA干燥機(jī)進(jìn)料機(jī)螺旋軸斷裂原因分析及修復(fù)[J]. 化工設(shè)備與管道，2018(2)：54-55.

Liu Wang，Lang Yong，Li Chunbao. Cause analysis and repair of fracture occurred in rotary shaft in feeding component in PTA dryer[J]. Process Equipment ＆ Piping，2018(2)：54-55(in Chinese).

［8］ 余偉煒，高炳軍. ANSYS在機(jī)械與化工裝備中的應(yīng)用[M]. 北京：中國(guó)水利水電出版社，2006.

Yu Weiwei，Gao Bingjun. Application of ANSYS in Mechanical and Chemical Equipment[M]. Beijing：China Water & Power Press，2006(in Chinese).

［9］ 余聯(lián)慶，梅順齊，杜利珍，等. ANSYS在結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)中的應(yīng)用[J]. 中國(guó)水運(yùn)：理論版，2007，5(3)：78-79.

Yu Lianqing，Mei Shunqi，Du Lizhen，et al. Application of ANSYS in structural optimization design[J]. China Water Transport：Theoretical Edition，2007，5(3)：78-79(in Chinese).

［10］ Elksnin V，Priimak O. Application of mathematical modeling using super components for designing chemical and oil and gas equipment[J]. Chemical & Petroleum Engineering，2011，47(5/6)：342-350.

［11］ 李冬慧. 多晶硅固渣臥式干燥機(jī)攪拌系統(tǒng)力學(xué)分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化[D]. 天津：天津大學(xué)，2012.

Li Donghui. The Mechanical Analysis and Optimal Design of the Mixing Sstem in Horizontal Dryer[D]. Tianjin：Tianjin University，2012(in Chinese).

［12］ 王曉靜，馬東云. 異型熱管反應(yīng)器硅烷分解過(guò)程流場(chǎng)的數(shù)值模擬[J]. 天津大學(xué)學(xué)報(bào)：自然科學(xué)與工程技術(shù)版，2018，51(3)：278-283. Wang Xiaojing，Ma Dongyun. Numerical simulation of flow field in silane decomposition process of reactor with shaped heat pipes[J]. Journal of Tianjin University：Science and Technology，2018，51(3)：278-283(in Chinese).

［13］ 黃益平，馬東云，王曉靜，等. 連續(xù)式干燥機(jī)攪拌系統(tǒng)力學(xué)分析及優(yōu)化[J]. 石油化工設(shè)備，2016(6)：32-37.

Huang Yiping，Ma Dongyun，Wang Xiaojing，et al. Development and mechanical analysis of continuous dryer for poly silicon slurry disposition[J]. Petro-Chemical Equipment，2016(6)：32-37(in Chinese).

Finite Element Analysis Method for PTA Dryer Stirring System

Wang Xiaojing，Zhang Zhaowen，Wang Xiyao，Liu Rui

(School of Chemical Engineering and Technology，Tianjin University，Tianjin 300350，China)

In this paper, we proposed a new finite element analysis method, the time-node method, for analyzing fracture problems in the stirring system of a new type horizontal rotary PTA (fine terephthalic acid) dryer. We systematically obtained a plurality of time points in one rotation cycle and performed a static analysis of the stirring system at each time point. We then drew stress and deformation curves to characterize the rotation cycle of the stirring system. We used the ANASYS workbench environment to verify the performance of the time-node method. The results indicate that it is most reasonable to take eight time points to describe the stress and deformation variations of the stirring system in one rotation cycle. During the operation of the stirring system, a maximum stress of 118.56 MPa occurs at the junction of the hollow and solid shafts and a maximum deformation of 16.035 mm occurs at the forefront of the ribbon. We obtained a simulated fatigue life of the stirring system of 3.54 years when the mass of the column is 12 t, which is a deviation of just 5.93% from the actual project case. The location of the simulated fatigue fracture also matches quite well with the actual case, thus verifying the accuracy of the time-node method. The results presented in this paper provide a new method and references for stress and fatigue analysis of dynamic equipment.

PTA dryer；stirring system；finite element analysis；time node method；fatigue life

TK173

A

0493-2137(2020)02-0214-07

10.11784/tdxbz201901023

2019-01-11；

2019-04-08.

王曉靜（1965— ），男，博士，副教授.

王曉靜，tdxjwang@126.com.

(責(zé)任編輯：田?軍)