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[摘 要]利用有限元程序ANSYS10.0对一种用于瓦楞纸生产的筒体不等厚且封头为碟形封头的烘筒进行应力分析，获得其应力应变分布情况，为烘筒强度的安全检验提供理论依据，弥补该设备因原始资料丢失引起的不良后果，帮助常规检验判定这些烘筒的安全状况。
[关键词]有限元；不等厚；碟形封头
中图分类号：TU807 文献标识码：A 文章编号：1009-914X（2014）20-0063-02
某企业瓦楞纸生产线有有几台湾某公司生产的烘筒，由于设备原始资料丢失，造成目前采用的常规检验无法准确判定这些烘筒的安全状况。本文通过有限元分析，给出其在封头未减薄且不考虑肋板，但筒体不等厚情况下的强度分布情况。
1 烘筒工作原理及结构简介：
烘筒烘燥机是造纸行业普遍采用的一种接触式烘燥设备，用来烘干定型成品和半成品。而烘筒是该设备的主要部件。加热蒸汽经总管进人烘燥机空心立柱并将热量传给烘筒筒壁与纸发生热量交换。蒸汽冷凝成水排出烘筒，筒壁吸收了蒸汽的热量，温度升高，纸与高温的烘筒蹙表面接触而将水分蒸发，起到烘干和热定型等目的。
烘筒的基本组成元件有：筒体、封头、支撑圈、轴、排水装置及真空吸气阀等，其结构型式如图1所示。
该企业所用烘筒的封头为碟形封头，本文主要分析烘筒在封头未减薄且不考虑肋板，但筒体不等厚情况下（最薄处9.3mm，最厚处13.6mm）的强度分布情况，故模型简化如图2所示。
烘筒工作参数见表1。
2 烘筒结构有限元分析和力学模型简化说明
对此烘筒的结构和力学特性作分析，分析采用碟形封头未加肋板时的强度情况，在压力为1.0MPa， 温度为200℃时 ，压力对焊缝的影响不大，近似对焊缝采用与筒体相同的材料20g；在建模时，将焊缝用边长为10mm的等边直角三角形代替。
已知碟形封头在承受内压时，离轴线中心越远，周向应力与径向应力就越大（参考文献[1]），烘筒的轴由于处在封头中心，所受应力较小，因此采用整体的处理方法将轴与封头当成一个整体。考虑到该烘筒结构对称于xOy 平面 ，同时烘筒整体是左右对称的，故取结构的1/ 4进行三维有限元分析。
烘筒筒体不等厚，最薄处9.3mm，最厚处13.6mm。按照筒体内外壁圆筒偏心且不等径建模，此种方法虽较为保守，但安全性较好，将在薄壁侧得到比后壁侧大的应力和变形。
2.1 烘筒有限元模型
根据结构特性和载荷特性，在有限元模型中，取整个烘筒的1/ 4进行分析。烘筒有限元模型见图3。
2.2 约束条件
由于取整个烘筒的1/ 4进行分析，因此在模型对称面上施加对称约束。
2.3 有限单元选择
烘筒采用ANSYS10.0软件中的三维10 节点（tet 10node92）四面体结构实体元。设定材料的弹性模量ex=2.06e5MPa，泊松比prxy=0.3。网格划分采用自由网格划分方式。
2.4 施加载荷
在模型内表面施加1.0MPa压力。
3 计算分析
3.1 烘筒各部分应力及应变如图4、图5、图6。
3.2 计算结果分析
计算后的结构应变见图4。从图中可以看出，最大应变发生在轴上，离轴越远应变越小。在图中，壁厚由上至下依次从13.6mm减至9.3mm，应变随壁厚减小而增大。
应力强度分布见图5，图6。从图5中可以看出，最大应力发生在碟形封头倒圆角的地方，与上文中距离轴线中心越大，应力越大相符合，可见对轴的简化处理是合理的。从图6中（图中左边壁厚13.6mm，右边壁厚9.3mm）可见，随着壁厚减小，应力增大。故最大应力应出现在薄壁端碟形封头与筒体的焊接处。
在1.0MPa的单位内压力作用下最大应力达到119.502Mpa。对最大应力处进行单元细分如图7，得最大应力为122.675MPa，与未细化时的最大应力误差为2.6%，小于3%，可以认为得出的最大应力值是合理的。
根据文献[2]，GB150-1998版的标准中没有给出20g的参数，但一般认为可以用Q235-C来代替，4.5～16mm厚的Q235-C钢板屈服极限为235MPa，抗拉强度为375Mpa；在200℃下许用应力为116MPa；抗拉强度安全系安数为nb=3.0；屈服强度的安全系数为ns=1.6。所以本文认为该强度下烘筒的封头处厚度不足，但相差不大。
4 结论
通过对整个烘筒的分析，该烘筒的最大应力分布在薄壁侧碟形封头的倒圆角处，最大应力为129.502Mpa，超过了许用应力116MPa。薄壁侧的应力、应变比后壁侧都要大，薄壁侧更容易因为强度不够而导致危险，故应避免筒体不等厚。
参考文献
[1] 郑津洋等.过程设备设计[M].北京：化学工业出版社.2005.
[2] GB150-1998《钢制压力容器》.
作者简介
辜庆斌（1987—），男，助理工程师，本科，压力容器检验员。
[关键词]有限元；不等厚；碟形封头
中图分类号：TU807 文献标识码：A 文章编号：1009-914X（2014）20-0063-02
某企业瓦楞纸生产线有有几台湾某公司生产的烘筒，由于设备原始资料丢失，造成目前采用的常规检验无法准确判定这些烘筒的安全状况。本文通过有限元分析，给出其在封头未减薄且不考虑肋板，但筒体不等厚情况下的强度分布情况。
1 烘筒工作原理及结构简介：
烘筒烘燥机是造纸行业普遍采用的一种接触式烘燥设备，用来烘干定型成品和半成品。而烘筒是该设备的主要部件。加热蒸汽经总管进人烘燥机空心立柱并将热量传给烘筒筒壁与纸发生热量交换。蒸汽冷凝成水排出烘筒，筒壁吸收了蒸汽的热量，温度升高，纸与高温的烘筒蹙表面接触而将水分蒸发，起到烘干和热定型等目的。
烘筒的基本组成元件有：筒体、封头、支撑圈、轴、排水装置及真空吸气阀等，其结构型式如图1所示。
该企业所用烘筒的封头为碟形封头，本文主要分析烘筒在封头未减薄且不考虑肋板，但筒体不等厚情况下（最薄处9.3mm，最厚处13.6mm）的强度分布情况，故模型简化如图2所示。
烘筒工作参数见表1。
2 烘筒结构有限元分析和力学模型简化说明
对此烘筒的结构和力学特性作分析，分析采用碟形封头未加肋板时的强度情况，在压力为1.0MPa， 温度为200℃时 ，压力对焊缝的影响不大，近似对焊缝采用与筒体相同的材料20g；在建模时，将焊缝用边长为10mm的等边直角三角形代替。
已知碟形封头在承受内压时，离轴线中心越远，周向应力与径向应力就越大（参考文献[1]），烘筒的轴由于处在封头中心，所受应力较小，因此采用整体的处理方法将轴与封头当成一个整体。考虑到该烘筒结构对称于xOy 平面 ，同时烘筒整体是左右对称的，故取结构的1/ 4进行三维有限元分析。
烘筒筒体不等厚，最薄处9.3mm，最厚处13.6mm。按照筒体内外壁圆筒偏心且不等径建模，此种方法虽较为保守，但安全性较好，将在薄壁侧得到比后壁侧大的应力和变形。
2.1 烘筒有限元模型
根据结构特性和载荷特性，在有限元模型中，取整个烘筒的1/ 4进行分析。烘筒有限元模型见图3。
2.2 约束条件
由于取整个烘筒的1/ 4进行分析，因此在模型对称面上施加对称约束。
2.3 有限单元选择
烘筒采用ANSYS10.0软件中的三维10 节点（tet 10node92）四面体结构实体元。设定材料的弹性模量ex=2.06e5MPa，泊松比prxy=0.3。网格划分采用自由网格划分方式。
2.4 施加载荷
在模型内表面施加1.0MPa压力。
3 计算分析
3.1 烘筒各部分应力及应变如图4、图5、图6。
3.2 计算结果分析
计算后的结构应变见图4。从图中可以看出，最大应变发生在轴上，离轴越远应变越小。在图中，壁厚由上至下依次从13.6mm减至9.3mm，应变随壁厚减小而增大。
应力强度分布见图5，图6。从图5中可以看出，最大应力发生在碟形封头倒圆角的地方，与上文中距离轴线中心越大，应力越大相符合，可见对轴的简化处理是合理的。从图6中（图中左边壁厚13.6mm，右边壁厚9.3mm）可见，随着壁厚减小，应力增大。故最大应力应出现在薄壁端碟形封头与筒体的焊接处。
在1.0MPa的单位内压力作用下最大应力达到119.502Mpa。对最大应力处进行单元细分如图7，得最大应力为122.675MPa，与未细化时的最大应力误差为2.6%，小于3%，可以认为得出的最大应力值是合理的。
根据文献[2]，GB150-1998版的标准中没有给出20g的参数，但一般认为可以用Q235-C来代替，4.5～16mm厚的Q235-C钢板屈服极限为235MPa，抗拉强度为375Mpa；在200℃下许用应力为116MPa；抗拉强度安全系安数为nb=3.0；屈服强度的安全系数为ns=1.6。所以本文认为该强度下烘筒的封头处厚度不足，但相差不大。
4 结论
通过对整个烘筒的分析，该烘筒的最大应力分布在薄壁侧碟形封头的倒圆角处，最大应力为129.502Mpa，超过了许用应力116MPa。薄壁侧的应力、应变比后壁侧都要大，薄壁侧更容易因为强度不够而导致危险，故应避免筒体不等厚。
参考文献
[1] 郑津洋等.过程设备设计[M].北京：化学工业出版社.2005.
[2] GB150-1998《钢制压力容器》.
作者简介
辜庆斌（1987—），男，助理工程师，本科，压力容器检验员。