付紅栓

（上海市特種設備監(jiān)督檢驗技術研究院，上海 200062）

常壓罐車作為危險化學品主要運輸工具，為化工行業(yè)和經濟持續(xù)健康發(fā)展做出了積極貢獻，目前國內道路運輸市場現(xiàn)有常壓罐車超18 萬輛。 與此同時，由于常壓罐車的制造不完全按照標準執(zhí)行， 管理混亂致使眾多事故頻頻發(fā)生，例如2014年3月1日晉濟高速巖后隧道事故，致40余人喪生，12 人受重傷， 直接財產損失8197萬元；2018年6月29日， 京港澳高速公路衡陽段重大交通事故，致18 人死亡，14 人受重傷，直接財產損失2632.8 萬元[1，2]。

影響危化品常壓罐車的安全性能的主要因素有兩個，一是罐體的強度必須符合國家標準要求，二是海底閥結構強度在遇到緊急情況時滿足剪斷槽首先斷裂而罐體結構完好,本文就裝運汽油介質的罐車罐體的強度進行研究分析。

1 罐體筒體的設計厚度規(guī)范

1.1 罐體的設計壓力

當設計壓力小于0.1 MPa 并且真空度小于0.02 MPa 時， 罐體的設計壓力應按照NB/T 47003.1 的規(guī)定； 當設計壓力大于0.1 MPa 或者真空度大于0.02 MPa 時， 罐體的設計壓力應按照GB/T1 50 的規(guī)定[3]。

1.2 罐體的計算壓力

當充裝介質50℃的飽和蒸氣壓小于0.01 MPa 時，計算壓力應取下列（1)、（2）中的較大值。

（1）設計壓力與罐體慣性力壓力之和；

（2）采用重力卸料時，應取兩倍水柱靜壓力。

1.3 罐體的計算厚度

罐體的計算厚度應按照規(guī)定的許用應力和計算壓力及GB/T 150 進行計算。

式中 δ——罐體計算厚度，mm

Di——罐體當量中面直徑，mm

[σ]t——材料設計溫度下許用應力，MPa

φ——焊接接頭系數(shù)

P——罐體內壓，MPa

1.4 罐體的最小厚度

罐體的最小厚度不包括腐蝕裕量、原材料的負偏差以及制造成形過程中的減薄量，鋼制材質的罐體最小厚度δ1

式中 δ0——基準鋼罐體設計的最小厚度，mm

Rmin——設計使用材料標準強度下限值，MPa

A1——設計使用材料的斷后伸長率，%

罐體的設計厚度應大于罐體計算厚度與材料腐蝕裕量的和，同時大于最小厚度與材料腐蝕裕量的和。

2 建立虛擬模型

2.1 罐體基本參數(shù)確定

設備名稱：運油車

產品型號：SH5356GYY

罐體外形尺寸：9000×2500×2000 mm (橢圓形)

介質：汽油

罐體容積：35 m3

罐體材質：Q235B

罐體設計代碼：LGBF

焊縫系數(shù)：0.85

腐蝕裕量：1.0 mm

設計溫度：50℃

設計使用年限：10年

2.2 確定罐體的厚度

罐體的最小成型厚度應大于設計厚度[4-6]，根據(jù)汽油50℃時的飽和蒸氣壓為87 kPa,故取設計壓力為0.087 MPa；Q235B 材料50℃下許用應力[σ]t為132 MPa。

橢圓形罐體的當量直徑

由公式（1）得罐體的計算厚度

設計厚度為計算厚度2 mm 與腐蝕裕量1.0 mm 之和，大于等于3 mm。

由公式（2）得罐體的最小厚度

設計厚度為最小厚度6.2 mm 與腐蝕裕量1.0 mm 之和，大于等于7.2 mm。

綜上所得，罐體在沒有安裝剛性破壞保護裝置的前提下，罐體的最小厚度為7.2 mm。

2.3 建立仿真模型

目前Solidworks 三維仿真軟件是建筑、化工、機械、航空航天、石油等行業(yè)的主流軟件之一，它具備繪制二維工程圖、管路設計、鈑金焊件設計、三維立體設計的功能，同時還可以將三維實體造型投影成二維工程圖， 支持CAD 二維圖形導入SolidWorks 三維軟件，可直接轉化為三維實體模型。 SolidWorks Premium 的插件有SolidWorks motion （運動學仿真）、Solidworks simulation（應力分析）、SolidWorks routing（管道、管筒、 電線/電纜和電力導管）、SolidWorks Flow Simulation （流體力學分析）、SolidWorks Plastics Simulation(注塑件模擬)等，其分析結果可直觀地讀取。

常壓罐車的常規(guī)組成結構有發(fā)動機、橫梁支架裝置、罐體、傾覆保護裝置、裝卸管路系統(tǒng)、泵送系統(tǒng)、扶梯、罐頂操作臺、護欄、安全附件（安全閥、爆破片、呼吸閥、真空閥、緊急切斷裝置等）、儀器儀表（壓力表、溫度計、液位計）等[7-9]。本文主要研究罐體結構的強度，將罐車實體模型簡化為發(fā)動機、橫梁支架裝置、罐體、橫梁、車軸（BPW）組成，利用SolidWorks 三維仿真軟件對罐車各零部件建模，罐體裝配圖簡化模型如圖1 所示。

圖1 罐車裝配圖

3 罐體結構強度校核分析

罐體結構是整個罐車的重要組成部分，罐體強度直接影響著罐車的安全，首先利用物理學受力分析對罐體進行計算，然后在三維軟件中對罐體做受力仿真分析。

3.1 罐體力學分析

罐體設計壓力取50℃飽和蒸氣壓壓力與封罐壓力、 液體膨脹壓力之和， 設計壓力取0.2 MPa，兩倍的水柱靜壓力P=2ρgh=2×1000×10×2÷106=0.04 (MPa), 故液壓耐壓試驗壓力取0.26 MPa。 罐體內部受力均勻分布，以罐車的車軸為支點，L1為罐體車頭前段部分距前車軸的距離，L3為罐體車尾部分距后車軸的距離，L2為兩車軸之間的距離，受力分析圖如圖2 所示。

圖2 罐體受力分布圖

對于A、B 兩支點的支撐力

A支點，由支點受力平衡得

B 支點，同理得

3.2 罐體靜力仿真分析

在正常靜止狀態(tài)下，常壓罐車罐體底部受到的壓力最大且均勻分布，為此將罐體分上下兩部分截面斷開，在SolidWorks 軟件中對罐體下半部分截面進行靜力學分析。首先定義罐體材料屬性為普通碳鋼，以底座的支撐點為固定夾具，然后給罐體施加載荷力，最后生成網格并運算。

當筒體中間部位無剛性破壞的保護裝置時，得出罐體受到的應力如圖3 所示，罐體的應變如圖4 所示。當筒體中間部位設置剛性破壞的保護裝置時，得出罐體受到的應力如圖5 所示，罐體的應變如圖6 所示。

圖3 罐體應力圖

圖4 罐體應變圖

由圖3 罐體應力圖可得，罐體的最大應力分布在兩車軸的中間部位， 其應力數(shù)值大約為2.6e+03 MPa；由圖4 罐體應變圖可得，罐體的最大合應變在罐體中部， 其數(shù)值大約為3.85e+02 mm。由圖5 罐體應力圖可得，罐體的最大應力分布在兩車軸的中間部位， 其應力數(shù)值大約為2.2e+03 MPa；由圖6 罐體應變圖可得，罐體的最大合應變在罐體中部和封頭部位，其數(shù)值大約為1.25e+02 mm。 由此可見，筒體中間部位在無剛性破壞的保護裝置和設計剛性破壞的保護裝置時時，其最大應力值變化不大，而筒體的最大變形量將減小68%左右，說明剛性破壞的保護裝置對罐體的強度作用非常關鍵。

圖5 罐體應力圖

圖6 罐體應變圖

4 結論

本文以危化品常壓罐車為研究對象，當筒體在有、 無剛性破壞保護裝置兩種情況下，在SolidWorks 仿真軟件中進行應力分析。 結果表明， 兩種情況下筒體受到的應力變化不明顯，而筒體的最大變形量減小約68%，剛性破壞保護裝置對罐體的強度起到了很好的保護作用，這為設計制造提供了有力的數(shù)據(jù)參考價值，為相關標準的制定提供了依據(jù)。