王 聰 董金善 馮 俊 胡恩澤

（南京工業(yè)大學機械與動力工程學院）

不銹鋼平板型烘筒是將一定溫度和壓力的飽和蒸汽通入烘筒，對筒體加熱，進而實現對設備表面紗、織物的熨燙［1］，廣泛應用在紡織、印染、醫(yī)療等行業(yè)［2，3］。 隨著節(jié)能技術的不斷發(fā)展，不銹鋼平板型烘筒在促進了洗滌行業(yè)發(fā)展的同時，也是易發(fā)生事故的特種設備。 為此國家相關部門頒發(fā)了相關的規(guī)定，但在產品設計、實際生產制造與檢測過程中仍然存在問題［4～6］。

平板型烘筒因結構簡單、制造方便，獲得了廣泛的應用［7，8］。 從整體上來看，平板型烘筒的結構主要由兩端的封頭和筒體構成，在飽和蒸汽壓力作用下，應力分布比較復雜。 筒體與封頭的應力分布并不一樣， 同時工作中有存在傳熱死角、支撐軸較長等問題；筒體與封頭連接處等一些結構不連續(xù)區(qū)域的應力分布較復雜，容易發(fā)生安全事故［9，10］。 按照GB/T 150.3—2011中的規(guī)定，筒體與平板封頭的局部焊接結構需要采用全焊透的方式。 但實際生產過程中，制造商為了避免與封頭連接的筒體部分產生過度變形，采用未焊透的結構［11，12］。基于此，需對烘筒的平板封頭與筒體局部連接結構進行開槽改進分析。

1 不銹鋼平板型烘筒基本參數

文中的研究對象來源于某公司生產的一臺DN 800不銹鋼平板型烘筒，結構簡圖如圖1所示。筒體內直徑D1=800 mm、厚度δ=2.5 mm；封頭厚度t=18 mm，設備筒體為S30408不銹鋼，焊接系數φ=0.85，平板封頭為Q345R，焊接系數φ=1.0，其余部件均為Q235B。

圖1 不銹鋼平板型烘筒結構示意圖

平板型烘筒設計參數如下：

設計壓力 0.6 MPa

工作壓力 0.55 MPa

設計溫度 152 ℃

工作溫度 148 ℃

腐蝕裕量（筒體/封頭） 0/1 mm

2 模型應力分析

2.1 實體模型的建立

基于研究重點，對模型進行合理簡化，只考慮平板封頭、筒體、軸頭和筋板，筒體長度取300 mm。將不銹鋼平板型烘筒按照實際尺寸通過ANSYS APDL模塊進行三維建模（圖2）［13，14］。

圖2 有限元三維實體模型

2.2 網格模型與邊界條件

考慮到計算結果的可靠性， 并保證計算效率，對模型整體采用六面體網格進行劃分，具體如圖3a所示。 在不銹鋼平板型烘筒內表面施加設計壓力0.6 MPa，軸頭端面施加由內壓所引起的平衡載荷-0.075 MPa，載荷及邊界條件如圖3b所示。

圖3 網格模型及加載情況

平衡載荷P2的具體計算公式如下：

同時筒體底部施加軸向位移約束Ux=Uy=Uz=0，對稱面施加對稱約束。

2.3 計算結果及應力線性化路徑

對不開槽時的烘筒結構進行有限元應力強度分析計算， 得到結構的Tresca最大應力值如圖4所示。 由圖可知，烘筒整體結構的最大應力值位于筒體與平板封頭連接處， 最大當量應力399.55 MPa，位移最大變化量出現在閥座與筋板連接處。

圖4 不開槽時烘筒結構應力云圖

根據JB/T 4732—1995（2005年確認）中的應力分類方式，將結構的應力最大點進行線性化處理，線性化路徑如圖5所示。

圖5 線性化路徑

處理后滿足設計規(guī)定的強度極限值如下：

式中 K——載荷組合系數，取1.0；

Pb——一次彎曲應力；

PL——一次局部薄膜應力。

2.4 應力強度評定

通過對結構的受力情況分析，在危險截面處進行相應的線性化路徑分析，并按照JB/T 4732—1995（2005年確認）標準，對結構進行應力強度評 定［15］，結果見表1，其中Sm=137 MPa。

表1 應力強度評定

由線性化計算結果可知，烘筒的整體結構滿足標準規(guī)范，但封頭與筒體連接處的危險截面局部應力明顯較大，筒體沿厚度方向的一次加二次應力值接近3.0Sm；且采用的是未焊透結構，不符合相關標準規(guī)定，因此需要對其進行結構優(yōu)化。

3 結構改進與模型建立

3.1 結構改進方案

基于上一節(jié)的計算分析，本節(jié)對平封頭與筒體連接處的局部結構進行改進，在平封頭側面增加開槽結構以保證全焊透， 分別采用等邊三角形、矩形、半圓形3種開槽結構，探討比較3種開槽結構對封頭與筒體局部連接處的結構強度與極限承載能力的影響。 結構改進方案如下：

a.方案一。在平板封頭與筒體連接處依次開邊長L為2、4、6、8、10 mm等邊三角形槽。

b.方案二。在平板封頭與筒體連接處開矩形槽，開槽深度H為6 mm，開槽寬度B為2、4、6、8、10 mm。

c.方案三。在平板封頭與筒體連接處依次開半徑R為2.0、2.5、3.0、3.5、4.0、4.5、5.0 mm半圓形槽。

3種改進方案如圖6所示，據此分析不同結構參數對局部結構應力強度和整體極限承載能力的影響。

圖6 平封頭局部開槽結構圖

3.2 等邊三角形開槽下的烘筒承載能力分析

3.2.1 應力分析

對不銹鋼平板型烘筒平板封頭側面開設等邊三角形槽， 邊長L的取值為2、4、6、8、10 mm，通過整體應力分析，得到平板封頭和筒體的局部應力云圖，結果整理見表2。

表2 不同邊長的等邊三角形開槽應力結果

由表2可見，隨著邊長的增大，最大應力值從399.55 MPa平緩降至374.33 MPa， 但最大點依然在平板封頭與筒體連接處。 這主要是因為等邊三角形開槽的存在使得平板封頭與筒體之間相較初始結構有一定的過渡，能降低平板封頭與筒體連接處的應力集中。

表2中的數據反映了烘筒結構的應力變化規(guī)律，但整體的應力值仍大于1.5Sm，為此根據JB/T 4732—1995（2005年確認）的評定準則，過峰值應力最大點處，分別對筒體厚度方向、焊縫厚度方向做線性化處理， 具體線性化處理結果如圖7所示。

圖7 等邊三角形開槽下筒體與焊縫線性化路徑分析

由圖7可知，隨著開槽邊長L的增加，筒體的局部薄膜應力、一次加二次應力均出現下降的趨勢， 而沿焊縫厚度方向上的應力出現上升趨勢。從應力失效的角度考慮，隨著邊長L的增大，烘筒的峰值應力下降趨勢平緩，危險截面逐漸轉移至焊縫的厚度方向；焊縫沿厚度方向的一次加二次應力增大，筒體沿厚度方向的一次加二次應力減小， 筒體與焊縫的一次加二次應力曲線的交點，即等邊三角形開槽下的最佳邊長L=6 mm。

3.2.2 極限載荷分析

以L=6 mm為例進行極限載荷分析，同樣采用一次加載方式， 在烘筒內壁面施加10 MPa壓力，載荷步設定為1 000，整個過程采用逐步加載的方式逐量加載，從0至最大值遞增，提取最大應變節(jié)點處的變形與節(jié)點載荷， 利用ANSYS的TimeHist Postpro時間-歷程后處理器， 將該點的彈性應變和塑性應變相加，導出相應的數據，然后在ORIGIN軟件進行描點作圖，得到L=6 mm的等邊三角形開槽不銹鋼平板型烘筒對應的應力-應變曲線（圖8）。

圖8 L=6 mm時等邊三角形開槽不銹鋼平板型烘筒對應的應力-應變曲線

由圖8可以看出，二倍斜率對應的應力為0.094 MPa，結構極限載荷值為0.094×10＝0.94 MPa；取1.5倍安全系數，即滿足要求的結構極限載荷值PU=0.626 MPa＞PT=0.6 MPa，故試驗工況下，一次應力滿足極限載荷要求，應力評定結果合格。

在等邊三角形開槽下，采取同樣的載荷施加方式對改進后的結構進行極限承載能力分析，得到不同邊長L下的極限載荷曲線（圖9）。

圖9 不同等邊三角形邊長L下極限載荷曲線

由圖9可知，當L的范圍在0～8 mm時，結構整體的極限載荷呈現上升趨勢；當L增加至8 mm后，極限載荷的數值保持穩(wěn)定， 不再上升；L=8 mm時對應的極限載荷為0.95 MPa， 整體上升幅度約10.4%。 結合上述應力分析，三角形開槽結構最佳邊長L=6 mm。

3.3 矩形開槽下烘筒承載能力分析

3.3.1 應力分析

考慮矩形開槽深度也會影響結果，經分析計算，將矩形開槽深度H定為6 mm，分析開槽寬度B為2、4、6、8、10 mm的應力變化， 得到不同寬度的平封頭與筒體的局部應力云圖。 結果整理于表3。

表3 不同開槽寬度的矩形開槽應力結果

當矩形槽深度H=6 mm時， 隨著開槽寬度的增加， 整體結構的峰值應力值雖然呈下降趨勢，但變化較小，從399.55 MPa降低至382.12 MPa，大于1.5Sm，接近3.0Sm，同理，對該結構做線性化處理，具體結果如圖10所示。 由圖10可知，B由0 mm增加至10 mm時， 焊縫的局部薄膜應力和一次加二次應力上升趨勢較為明顯，分別從119.4、336.7 MPa上升至157.1、377.9 MPa； 筒體的局部薄膜應力幾乎不發(fā)生改變， 一次加二次應力從383.4 MPa下降至357.8 MPa。

圖10 H=6 mm時矩形開槽下筒體與焊縫線性化路徑分析

由此可知，從應力失效的角度考慮，對烘筒的封頭開深度H=6 mm的矩形槽， 隨著矩形槽寬度B的增加，烘筒的峰值應力下降趨勢平緩，危險截面逐漸轉移至焊縫的厚度方向。 焊縫沿厚度方向的一次加二次應力逐漸增大，而筒體沿厚度方向的逐漸下降，當B大于8 mm后，筒體沿厚度方向的一次加二次應力不再下降，即B=8 mm，為矩形開槽下H=6 mm時的最佳寬度。

3.3.2 極限載荷分析

以H=6 mm、B=8 mm的矩形槽為例進行極限載荷分析， 得出該結構對應的應力-應變曲線如圖11所示，可見，二倍斜率對應應力為0.098 MPa，結構極限載荷值等于0.98 MPa； 取1.5倍安全系數，即滿足要求的結構極限載荷值PU=0.653 MPa＞PT=0.6 MPa，故試驗工況下，結構一次應力滿足極限載荷要求，應力評定結果合格。

圖11 H=6 mm、B=8 mm矩形開槽不銹鋼平板型烘筒對應的應力-應變曲線

在矩形開槽下，采取同樣的載荷施加方式對改進后的結構進行極限承載能力分析，得到不同寬度B下的極限載荷曲線（圖12）。 由圖可知，當在0～6 mm的范圍內極限載荷值呈現上升趨勢；當寬度超過6 mm后，極限載荷略微下降；B=6 mm對應的極限載荷為0.98 MPa，整體上升幅度約14%。結合上述應力分析可知，矩形開槽結構，槽深H=6 mm時，最佳開槽寬度B=6 mm。

圖12 H=6 mm時不同矩形槽寬度極限載荷曲線

3.4 半圓形開槽下的烘筒承載能力分析

3.4.1 應力分析

對不銹鋼平板型烘筒平板封頭側面開設不同半徑的半圓形槽進行應力分析，結果整理于表4。

表4 不同半徑的半圓形開槽應力結果

隨著半圓形槽半徑R的增大， 整體結構的最大應力值呈現下降趨勢，當R由0.0 mm增加至4.0 mm時，烘筒局部總應力下降至362.09 MPa，且最大點位置始終保持不變。 當R從4.0 mm增加至5.0 mm時，整體的應力值緩慢下降，即此后再增大半圓形槽的半徑R， 對整體的應力值不再有較大的影響。

由于整體的分析過程中，應力值一直保持大于1.5Sm。 分別對筒體厚度方向、焊縫厚度方向做線性化處理， 具體線性化處理結果如圖13所示。由圖13可知， 隨著R的增加， 筒體的局部薄膜應力、一次加二次應力均出現下降趨勢；焊縫的局部薄膜應力和一次加二次應力出現上升趨勢。 可知， 隨著R的增加， 烘筒的峰值應力呈現下降趨勢，危險截面逐漸轉移至焊縫的厚度方向。 焊縫沿厚度方向的一次加二次應力逐漸增大，筒體沿厚度方向的一次加二次應力逐漸下降，筒體與焊縫的一次加二次應力曲線的交點，即為半圓形開槽下的最佳半徑R=3.5 mm。

圖13 半圓形開槽下筒體與焊縫線性化路徑分析

3.4.2 極限載荷分析

以半圓形槽R=3.5 mm的不銹鋼平板型烘筒為例進行極限載荷分析，得出半圓形槽R=3.5 mm結構對應的應力-應變曲線（圖14）。 由圖可知，二倍斜率對應的應力為0.111 MPa， 取1.5倍安全系數，即滿足要求的結構極限載荷值PU=0.74 MPa＞PT=0.6 MPa，故試驗工況下，結構一次應力滿足極限載荷要求，應力評定結果合格。

圖14 R=3.5 mm半圓形開槽不銹鋼平板型烘筒對應的應力-應變曲線

同時在半圓形開槽下，采取同樣的載荷施加方式對改進后的結構進行極限承載能力分析，得到不同半徑下的極限載荷曲線（圖15）。 隨著半徑R的增加，當R在2.0～3.5 mm時，烘筒的極限載荷呈現上升的趨勢；當R在3.5～5.0 mm時，烘筒的極限載荷又緩慢下降；當R為3.5 mm時，極限載荷為1.11 MPa，整體提升了29.1%。 綜上分析，半圓形開槽結構最佳開槽半徑R=3.5 mm。

圖15 不同半徑半圓形開槽極限載荷

由上述可知，半圓形開槽半徑R=3.5 mm時，不銹鋼平板型烘筒的峰值應力、筒體與焊縫的一次加二次應力最小，且極限承載能力最大，固R=3.5 mm為最佳的開槽方式。 與不開槽結構相比，不銹鋼平板型烘筒應力峰值下降近10%， 筒體的一次加二次應力下降了11%， 極限載荷提升了29%，此時安全裕量達到了16%。

將上述3種開槽計算最優(yōu)參數及計算結果列于表5。

表5 不同開槽下最優(yōu)參數

4 結束語

通過對平封頭側面開設不同形狀的開槽結構， 對不銹鋼平板型烘筒局部結構進行了改進，保證了焊接結構的全焊透，并對改進后的結構進行了應力強度和極限承載能力分析。 對比等邊三角形、矩形、半圓形開槽有限元模擬結果，隨著等邊三角形槽邊長L、矩形開槽的寬度B、半圓形槽半徑R的增加， 都能夠使不銹鋼平板型烘筒整體的峰值應力降低；同時危險截面逐漸從筒體的厚度方向轉移至焊縫的厚度方向，導致焊縫沿厚度方向的一次加二次應力增大，筒體沿厚度方向的一次加二次應力減??； 而半圓形開槽下半徑R=3.5 mm時，與不開槽結構相比，不銹鋼平板型烘筒應力峰值下降近10%， 筒體的一次加二次應力下降了11%，極限載荷提升了29%，安全裕量達到了16%，是3種開槽下的最佳結構。