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)

針對某新型臥式回轉(zhuǎn)PTA(精對苯二甲酸)干燥機(jī)的攪拌系統(tǒng)出現(xiàn)的斷裂問題，提出一種新的有限元分析方法，即時間節(jié)點(diǎn)法，在攪拌系統(tǒng)一個轉(zhuǎn)動周期內(nèi)均勻地取多個時間點(diǎn)，對每一個時間點(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)計分析，繪制出變化曲線，描繪攪拌系統(tǒng)在轉(zhuǎn)動過程中的變化過程．利用ANASYS workbench軟件對時間節(jié)點(diǎn)法進(jìn)行驗(yàn)證并對攪拌系統(tǒng)進(jìn)行研究．研究結(jié)果表明，取8個時間節(jié)點(diǎn)來描述攪拌系統(tǒng)在一個周期內(nèi)的變化過程最為合理，攪拌系統(tǒng)運(yùn)轉(zhuǎn)過程中在空心軸與實(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，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)證了時間節(jié)點(diǎn)法的準(zhǔn)確性．研究內(nèi)容為動設(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的停留時間；生產(chǎn)出的產(chǎn)品質(zhì)量一致性較高；適合對干燥要求較高的產(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)動裝置帶動，對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)過程中，經(jīng)常會發(fā)生斷裂破損問題．因此對臥式回轉(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)過程中，受到料液作用的部位不斷變化，而靜力學(xué)分析中無法設(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)動態(tài)變化過程是分析攪拌系統(tǒng)斷裂問題的關(guān)鍵[8-10]．本文針對某新型PTA干燥機(jī)攪拌系統(tǒng)出現(xiàn)的斷裂問題，提出一種新的有限元分析方法，利用ANASYS workbench軟件對該方法進(jìn)行準(zhǔn)確性驗(yàn)證，并對干燥系統(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)行過程中物料從上方落下，對轉(zhuǎn)軸形成一定的料柱壓力，隨后料液在攪拌系統(tǒng)的帶動下在滾筒的下端向前流動．料液與底部螺帶接觸，對螺帶產(chǎn)生一個反向的推力，隨著攪拌軸的連續(xù)轉(zhuǎn)動，與料液接觸的螺帶位置不斷變化，致使料液對攪拌系統(tǒng)整體的作用力不斷變化，設(shè)備參數(shù)見表1．

表1?設(shè)備參數(shù)

Tab.1?Device parameters

攪拌系統(tǒng)具有非對稱性，在連續(xù)轉(zhuǎn)動過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)分析來完成動態(tài)分析，進(jìn)而完成對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，即時間節(jié)點(diǎn)法，在一個運(yùn)動周期內(nèi)的各個階段的受力狀態(tài)都有差異，利用微積分的思想，將設(shè)備在一個周期內(nèi)的連續(xù)轉(zhuǎn)動過程看作是多個非連續(xù)轉(zhuǎn)動的累積．即在設(shè)備的一個運(yùn)動周期內(nèi)均勻的取多個時間點(diǎn)，設(shè)備在運(yùn)動到每一個時間點(diǎn)時均對其進(jìn)行靜力學(xué)分析．然后將各個時間點(diǎn)下分析得到的結(jié)果進(jìn)行統(tǒng)計，繪制出變化曲線，當(dāng)所取時間點(diǎn)到達(dá)一定數(shù)量時，結(jié)果則接近設(shè)備的真實(shí)狀況．通過對模型在一個運(yùn)動周期內(nèi)多個時間點(diǎn)下的分析模擬，找到時間點(diǎn)合適的選取數(shù)量，得到攪拌系統(tǒng)在轉(zhuǎn)動過程中所受的最大應(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)計算加載軸正向力16377N，推料與幾部分螺帶同?時接觸，因此需要將總作用力均勻加載到每個螺帶上[13].加載情況如圖2所示．

由于攪拌系統(tǒng)是連續(xù)轉(zhuǎn)動的，圖2僅表示攪拌系統(tǒng)開始轉(zhuǎn)動時初始狀態(tài)下的受力狀態(tài)，當(dāng)攪拌系統(tǒng)隨轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)動到一定角度時，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)動一定角度，重新對模型進(jìn)行加載．圖3為攪拌系統(tǒng)分別轉(zhuǎn)動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，與物料接觸的螺帶位置發(fā)生明顯變化，因此，重新加載時料柱壓力大小、方向不變，而料液對螺帶的反作用力加載在此時刻與料液接觸的螺帶上，此種加載方式符合生產(chǎn)過程中攪拌系統(tǒng)的真實(shí)受力情況．通過轉(zhuǎn)動模型多次加載的方式對攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)動一周內(nèi)的多個時間點(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)動過程中各個時況下的受力和變形情況，并繪制出變化曲線，而本文所研究的時間節(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)動不同角度時載荷加載

2.2?攪拌系統(tǒng)應(yīng)力和變形計算分析

分析過程中發(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，因此分別對兩處在一個轉(zhuǎn)動周期內(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)一個轉(zhuǎn)動周期(即轉(zhuǎn)動360°)內(nèi)分別取4個時間節(jié)點(diǎn)(每轉(zhuǎn)動90°取一個點(diǎn))、8個時間節(jié)點(diǎn)(每轉(zhuǎn)動45°取一個點(diǎn))和16個時間節(jié)點(diǎn)(每轉(zhuǎn)動22.5°取一個點(diǎn))，對每個時間節(jié)點(diǎn)下的模型進(jìn)行重新加載并分析得到該時刻下輻桿根部的應(yīng)力值，繪制出應(yīng)力隨攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)動的應(yīng)力變化曲線，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)動發(fā)生變化，這是由于整體結(jié)構(gòu)的非對稱性導(dǎo)致的．取4個和8個時間節(jié)點(diǎn)時得到的應(yīng)力變化曲線有明顯的差異，說明僅取4個時間節(jié)點(diǎn)對應(yīng)力變化去曲線進(jìn)行描繪是不符合實(shí)際的，節(jié)點(diǎn)選取越多應(yīng)力變化曲線更加接近真實(shí)的應(yīng)力變化過程，繼續(xù)增加時間節(jié)點(diǎn)至16個，此時的應(yīng)力變化曲線與取8個節(jié)點(diǎn)時基本相同．從圖中可以看出在轉(zhuǎn)動到75°時輻桿根部出現(xiàn)最大應(yīng)力為118.56MPa，出現(xiàn)最大應(yīng)力時攪拌系統(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個時間節(jié)點(diǎn)時空心軸與實(shí)心軸交接部位應(yīng)力隨攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)動變化曲線如圖6所示．由圖6可知，取不同個數(shù)時間節(jié)點(diǎn)時得到的應(yīng)力變化曲線基本相同，結(jié)合第2.2.1節(jié)得到的規(guī)律，在取8個時間節(jié)點(diǎn)時得到的應(yīng)力變化曲線基本可以表達(dá)出此部位的受力狀態(tài)變化過程和應(yīng)力極值，在轉(zhuǎn)動到67.5°時輻桿出現(xiàn)最大應(yīng)力為114MPa，出現(xiàn)最大應(yīng)力時攪拌系統(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個時間節(jié)點(diǎn)時攪拌系統(tǒng)最大變形隨攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)動變化曲線如圖8所示．由圖8可知，取4個時間節(jié)點(diǎn)無法完整描繪最大形變隨轉(zhuǎn)動變化曲線，隨著時間節(jié)點(diǎn)選取數(shù)量增加到8個，最大變形隨轉(zhuǎn)動變化曲線逐漸完善，時間節(jié)點(diǎn)增加到16個時，得到的變化曲線與取8個時間節(jié)點(diǎn)時基本一致，由此說明在時間節(jié)點(diǎn)為8個時基本可以表達(dá)出分析目標(biāo)的變化過程和極值．當(dāng)攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)動到90°時出現(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)力時攪拌系統(tǒng)的受力云圖

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

圖9?攪拌系統(tǒng)出現(xiàn)最大變形時的變形云圖

3?攪拌系統(tǒng)疲勞分析

由上文可知攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)動過程中所受最大應(yīng)力為118.56MPa，攪拌系統(tǒng)所用材料304L不銹鋼在小于150℃時的許用應(yīng)力為137MPa，因此整個攪拌系統(tǒng)滿足強(qiáng)度要求．實(shí)際生產(chǎn)過程中攪拌系統(tǒng)也并未發(fā)生直接的斷裂，而是在使用了一段時間后發(fā)生斷裂，而攪拌系統(tǒng)運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，由于轉(zhuǎn)軸的轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)軸受到從上而下的物料反復(fù)的沖擊，進(jìn)而對轉(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嚢柘到y(tǒng)進(jìn)行疲勞壽命分析．

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

從圖10中可以看出，當(dāng)攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)動90°時，截面下端出現(xiàn)最大壓應(yīng)力66.01MPa，在攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)動到270°時，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)時間相差半個轉(zhuǎn)動周期，即最大拉壓應(yīng)力出現(xiàn)在同一個位置，故該位置在轉(zhuǎn)動過程中所受應(yīng)力幅值最大為98.91MPa．因此當(dāng)該位置轉(zhuǎn)動到轉(zhuǎn)軸的上端和下端時，相比轉(zhuǎn)軸其他位置更容易發(fā)生疲勞破壞，由此可將動態(tài)疲勞問題轉(zhuǎn)換成該時間節(jié)點(diǎn)下反復(fù)受力的靜態(tài)疲勞問題，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)過程中，每轉(zhuǎn)動一個周期，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 危險截面軸向應(yīng)力隨攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)動變化曲線

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，計算得到攪拌系統(tǒng)每年的實(shí)際轉(zhuǎn)動次數(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，轉(zhuǎn)軸危險截面的最低轉(zhuǎn)動次數(shù)為5.67×107，空心軸邊緣處疲勞壽命過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，攪拌系統(tǒng)工作壽命為25.6 a，滿足設(shè)計要求，而繼續(xù)增加物料量會使其工作壽命明顯降低，不能達(dá)到設(shè)計要求．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)計的工作壽命為20a，而實(shí)際運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，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題．通過本文對攪拌系統(tǒng)轉(zhuǎn)動過程的分析表明，轉(zhuǎn)軸上出現(xiàn)最大應(yīng)力的位置與攪拌系統(tǒng)在轉(zhuǎn)動過程中發(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)力位置對比

由于攪拌系統(tǒng)的非對稱性，物料的沖擊會導(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)斷裂的時間相比，模擬分析得到的斷裂時間與實(shí)際發(fā)生斷裂的時間偏差為5.93％，由此說明模擬分析得到的斷裂位置與斷裂時間均與實(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

通過對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)受力情況的最低時間節(jié)點(diǎn)個數(shù)，結(jié)果表明，取8個時間節(jié)點(diǎn)來描述攪拌系統(tǒng)在一個周期內(nèi)的變化過程最為合理. 利用時間節(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)動過程中的強(qiáng)度和剛度均滿足要求，分析計算得出攪拌系統(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，由此說明攪拌系統(tǒng)出現(xiàn)斷裂的原因?yàn)槠跀嗔眩⑨槍嚢柘到y(tǒng)出現(xiàn)的疲勞斷裂問題給出合理的改進(jìn)意見.

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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)