異徑非標塔器運輸鞍座設計與應力校核

黃德華

中石化寧波工程有限公司 浙江寧波 315207

隨著我國石油化工行業(yè)的蓬勃發(fā)展，煉油產能不斷提升，設備大型化趨勢顯著，特別是近十年來，國內直徑10m左右，高度超過50m的大型非標塔器的已屢見不鮮。我公司作為中石化煉化集團公司大型非標設備制造基地，具備設備整體成型并通過港口或陸路運輸至現場交貨的實力。由于大型塔器直徑大而且高，從工廠運往安裝現場只能采用臥式運輸，而在遠途運輸，特別是遠洋運輸中均采用鞍座支承。

非標塔器的大型化表現為高度和直徑的增長，造成塔體在鞍座處的彎矩很大，而運輸鞍座又不與筒體采用焊接連接，墊板不能起到筒體局部加強的作用，又因運輸過程中的加速度的影響，殼體和鞍座受到的動載荷很大，如果不對塔體進行有效的校核，很容易造成運輸中塔殼的失穩(wěn)或破壞。

運輸鞍座與JB4731-2005《鋼制臥式容器》中的鞍座計算條件相比，此時容器為空載，不考慮內壓作用，溫度為常溫，可不考慮腐蝕余量。因一端封頭，一端裙座，鞍座一般不再對稱分布，若筒體存在非等徑狀況，且要考慮運輸過程中的動載荷和預緊力，因而不能再硬套原來的計算公式。本文就非等徑塔體采用運輸鞍座時的外載荷對塔器殼體的力學校核和失穩(wěn)分析進行討論。在討論中使用的一系列公式，其中：

m—塔設備空質量,kg；

m1—塔器左端質量(含錐體質量),kg；

m2—塔器右端質量,kg；

q1,q2—支座1，支座2處附加了動載荷的單位長度載荷，N/mm；

L—塔器有效長度(從上封頭2/3深度算起,至裙座底部),mm；

A1—左鞍座上封頭2/3深度的距離,mm；

A2—右鞍座至裙座底環(huán)板下表面距離,mm；

L1—支座1至變徑段小端的距離,mm；

L2—支座1至危險截面處的距離,mm；

V1—上封頭切線至錐體大端間距離，mm；

V2—下封頭切線至錐體小端間距離，mm；

D1,D2,D3,D4—支座1,支座2,危險截面處,錐體小端塔體的內徑,mm；

δ1,δ2,δ3,δ4—支座1,支座2,危險截面處,錐體小端塔體的壁厚,mm；

B—鞍座寬度,mm；

H—鞍座底面距離至塔體中心的距離,mm；

θ—鞍座包角，°；

kV,kH,kR—運輸時上下,前后,左右方向的動載荷系數,無量綱；

T1,T2—支座1,2的綜合支反力，N；

T1’,T2’—支座1,2的豎直支反力，N；

T1”,T2”—支座1,2的側向支反力，N；

M1，M2—支座1,2處的軸向彎矩，N.mm；

M3—危險截面處軸向彎矩，N.mm；

M4—變徑段小端處軸向彎矩，N.mm；

σ1，σ2，σ3，σ4—支座1，支座2，中部危險截面，錐段小端處的軸向應力，Mpa；

[σ]t—常溫下材料的許用應力，Mpa；

[σ]cr—常溫下材料的許用壓縮應力，[σ]cr=B(GB-150查取)，Mpa；

τ1，τ2，τ、1，τ、2，—筒體在支座1,2截面的切向剪應力，Mpa；

σ5，σ6—支座1,2最低點周向應力，Mpa；

σ'5,σ"5,σ'6,σ"6,—支座1,2邊角處周向應力，Mpa；

f—摩擦系數，根據不同材料選擇，無量綱；

K—總安全系數，取值2/3；

Fm—最大摩擦力，N。

1 鞍座數量與位置布置

由于運輸過程中很難保證支座的相對高度，并加以固定，對非等徑塔器而言，如果使用三鞍座或更多鞍座的形式，很大情況下只能有其中某兩個鞍座起作用，且這兩個鞍座也不固定，屬于靜不定狀況。該種受力狀況異常復雜，可按照矩陣原理采用MATLAB列多方程計算式分析受力。本文僅按照材料力學基本原理針對雙鞍座支承運輸情況作分析。

為了改善受力狀況，對于鞍座位置的設置，《鋼制臥式容器》中要求鞍座在端部Rm/2和0.2L范圍內，這是基于臥式容器的長徑比一般都不太大(推薦3～6)的緣故。塔器的長徑比一般都在15～20，甚至達到30～40，如果再按照《鋼制臥式容器》的方法確定鞍座的位置，塔器在中間截面所有的彎曲應力將很高，遠高于鞍座處的彎曲應力，這樣就很難保證中間截面的安全。

如何來安排運輸鞍座位置呢?由于塔設備的下封頭在裙座上，到底部還有一段距離，有時也能利用封頭的加強作用，再者，異徑塔體的變徑段(即錐體)一般也可作為剛性結構，相當于凸形封頭，如果位置適當，也可加以利用,就是說可以使鞍座位置盡量靠近變徑段和下封頭，在其Rm/2范圍內，至于具體怎樣放置鞍座更合理，可以將鞍座設定在幾個有代表性的位置，進行驗算和比較后確定。

2 力學分析

2.1 受力分析

支座的受力情況和尺寸關系見圖1。有效長度L從上封頭2/3深度處算起，至裙座底部，A1,A2不一定相等，L1為支座1到變徑段小端的距離，L2是支座1到危險截面處的距離，,,,,,,,分別為支座1，支座2和重心處及錐體小端塔體的內徑和壁厚(扣除鋼板負偏差,但不扣腐蝕余量)；為鞍座寬度，為鞍座底面至塔體中心的距離，θ 為鞍座包角，所有尺寸單位為mm，角度單位為°，力的單位為N，下同。

設定臥式容器為承受兩種均布載荷的連續(xù)梁，容器空載重量為mg，左右兩端的質量分別為，(錐體部分計入大端)。容器總質量則由（式1）計算得出。

kV,kH,kR分別為上下，前后和左右方向的動載系數，以運輸狀況按經驗選取，根據不同的運輸方式動載荷系數一般取值如表1所示［1］。

表1 運輸動載荷系數

這樣，容器承受以下外力：

軸向力kHmg,兩個方向都要考慮；

側向力，kRmg，考慮任一方向；

豎直方向，動載附加在兩段均布載荷上，支座1端單位長度載荷可由（式2）計算；

圖1 塔器臥置尺寸、受力示意圖

支座2端單位長度載荷可由（式3）計算。

2.2 支座反力計算

兩支座反力分別為T1，T2。以支座2底部為支點，按力矩平衡理論[2]可得：

（1）軸向支反力

存在如（式4）的數學關系：

q1，q2見式（2）、（3），代入后，求得最大支反力：

（2）側向支反力

存在如（式6）的數學關系。

求得最大反力：

（3）綜合最大反力

按同樣方法可求得：T2=T2'+T2"

2.3 筒體軸向最大彎矩計算

塔器在運輸過程中，由于側向力對軸向彎矩沒有作用，這里不考慮側向動載，而軸向力方向不固定，它對各位置彎矩的影響按產生較大彎矩時的情況計算。軸向彎矩的最大值可能在兩支座處，也可能在兩支座跨距的中間某處。按力矩平衡理論[2]可按（式10）求出中間最大彎矩處的位置。

這里未考慮軸向動載的影響，因為軸向動載方向的不固定，它導致實際最大彎矩的位置也不固定，但和豎直方向的力相比，它由于力臂很短，實際對彎矩的影響很小，對最大彎矩位置的影響就更小。因此，這里確定最大彎矩位置時忽略軸向動載的作用，但在最大彎矩位置最大彎矩的計算中要加上該位置因軸向動載可能產生的最大彎矩。根據力矩平衡理論可求出：

（1）支座1處軸向彎矩

（2）支座2處軸向彎矩

注:軸向動載的力臂不易確定，為方便計算，趨于保險，這里統(tǒng)一按大端取軸向動載的力臂。

（3）危險截面處軸向彎矩當L2≥L1時：

當L2

其中：

特別注意，如果計算的中部最大彎矩在大直徑殼體處，此處并不一定就是中部的最危險截面，因為其截面的慣性矩比較大，在殼體處產生的彎曲應力就偏小，此時真正的危險截面還可能在變徑段的小端。

因此，當L2

3 筒體應力校核

3.1 筒體軸向應力校核

當圓筒在鞍座平面上或靠近鞍座處有加強圈或被封頭加強時，即鞍座距離最近封頭或錐體切線距離軸向應力σ1位于橫截面最高點處（見圖2a）；當圓筒未被加強時，位于靠近水平中心線處（見圖2b）。

圖2 支座處圓筒軸向應力位置

3.1.1 支座處的軸向應力

（1）在支座1截面上，最高點處軸向應力：

式中,支座1處筒體截面的抗彎截面系數為：

因此,

（2）在支座1截面上，最低點處軸向應力：

（3）在支座2截面上，最高點處軸向應力：

（4）在支座2截面上，最低點處軸向應力：

式中k1,k2取值查文獻表[2]7-1。

3.1.2 危險截面處的軸向應力

（1）中部最大彎矩截面上，最高點處軸向應力：

（2）中部最大彎矩截面上，最低點處軸向應力：

（3）當L2>L1時，要考慮變徑段小端截面上最高點處軸向應力：

（4）當L2>L1時，變徑段小端截面上最低點處軸向應力：

3.1.3 應力校核

計算出的軸向拉伸應力不得超過常溫下材料的許用應力[σ]t，壓縮應力不得超過材料的許用應力[σ]t和許用臨界壓應力[σ]cr。

[σ]cr=B，B可從文獻[3]查取。

3.2 筒體切向剪應力校核

若圓筒在鞍座平面上有加強圈，其最大剪應力τ 位于截面的水平中心線處A、B點（見圖3a）；在安裝平面內無加強圈或靠近鞍座處有加強圈，其最大剪應力τ 位于靠近鞍座邊角處C、D（見圖3b）。

圖3 圓筒切向剪應力位置

3.2.1 支座處的剪應力

按未被加強取值文獻表7-2。

（2）否則，殼體被加強，在支座1截面上切向剪應力：

K3按被加強取值查文獻[4]表7-2。

（3）還應校核封頭或錐體處剪應力：

K4按被加強取值，查文獻[4]表7-2。為封頭或錐體大端壁厚,扣除鋼板負偏差,但不扣腐蝕余量。

K3按未被加強取值文獻[4]表7-2。

（5）否則，殼體被加強，在支座2截面上的切向剪應力：

K3按被加強取值文獻[4]表7-2。

（6）此時還應校核封頭：

但考慮底封頭已被裙座加強,此計算可以免除。

3.2.2 切向剪應力校核

切向剪應力的校核條件為不超過材料常溫下許用應力的0.8倍,即上述各式的結果必須滿足：

3.3 筒體周向應力校核

對運輸鞍座，墊板不起加強作用，且支座不與殼體焊接。

3.3.1 在支座1截面上周向應力校核

（1）最低點處:

式中

b2為支座1處筒體有效寬度;K5為僅與包角有關的系數,查文獻[4]表7-3可知。

（2）鞍座邊角處:

如果封頭切線到錐體大端的距離≥4（D1+δ1）,

式中,K6為與鞍座包角和是否被加強有關的系數,查文獻[4]表7-3可知.

相反,如果封頭切線到錐體大端的距離V1<4(D1+δ1),

3.3.2 在支座2截面上周向應力校核

（1）最低點處:

式中：

為支座2處筒體有效寬度;K5為僅與包角有關的系數,查文獻表7-3可得。

（2）鞍座邊角處:

如果底封頭切線到錐體小端的距離V2≥4（D2+δ2）,

相反,如果底封頭切線到錐體小端的距離V2<4(D2+δ2),

3.3.3 周向應力的校核

支座處筒體最低點的周向應力不得超過常溫下材料的許用應力,即σ5,σ6≤[σ]t鞍座邊角處筒體的周向應力不得超過常溫下材料許用應力的1.25倍,即

4 鞍座與筒體間軸向磨擦力的校核

對運輸鞍座，鞍座與筒體間軸向主要依靠摩擦力保持相對位置。由于運輸中起動、加速和停止都會造成塔體的軸向動載，從而引起很大的慣性力，如果摩擦力不足，塔體將在鞍座中滑動。雖然塔體與載體(車或船)另有固定措施，塔體不致滑出，但也會造成塔體在鞍座中小幅度的串動，一來會使固定措施越來越松，甚至繃斷；二來會造成塔體局部磨損，這都是不能允許的。因此有必要對摩擦力加以核算。為增大磨擦系數，通常在鞍座與筒體間增加橡膠等材質的軟墊。

核算摩擦力時，支座反力不能再取最大值，側向動載的影響可以不計，軸向動載使兩鞍座反力一增一減，也不再計入。豎向動載按理應反向計入，但考慮豎向動載一般是瞬時的，與軸向動載不大可能會長時間同時發(fā)生，所以豎向動載一般也不計入，或者計入總的安全系數k中,此時：

事實上：

允許的最大磨擦力為：

式中,f為磨擦系數,可根據材料查相關資料,k為總的安全系數[5],建議取值2/3。摩擦力的校核條件為：

即：

5 應力校核失效的處理

一般情況下，塔體不會出現應力失效。但在一些直徑大，高度很高和壁厚較薄的容器中，如果鞍座設置不合理，也很容易出現失效情況，特別是鞍座邊角處的周向應力。

當軸向應力失效時，只能調整鞍座的位置。雖然改變鞍座及墊板的寬度也有作用，但影響很小。不過，只要位置調整適當，軸向應力應不致失效，實在必要時，可在塔體內外焊接筋板或墊板。如果切向力失效，應將鞍座放置在封頭或錐體的加強區(qū)內，必要時還可以增加鞍座包角。

鞍座邊角處周向力失效時，也可調整鞍座位置，使兩支座反力更接近，或使支座位于能被錐體或封頭加強的位置，其次是調整鞍座包角，角度越大，受力越好。必要和情況允許時，可在殼體相關部位增加墊板，與殼體焊接，或在支座處及其附近的筒體上焊接加強圈。關于有加強圈時周向應力的計算，可參見相關標準，由于篇幅關系這里不再贅述。

6 結束語

以上討論都是關于在鞍座運輸過程中塔體本身的受力校核，至于鞍座自身的設計，可以直接選用標準鞍座。根據以上求出的支座反力再乘上一定的安全系數(因同時還承受水平力)可作為選擇鞍座依據的允許載荷。安全系數的取值依經驗而定，一般不小于1.2。

工程實踐操作過程中，鞍座運輸的安全還取決于相關的方方面面。由于塔體能在鞍座中軸向移動，一定要將塔體和運輸工具固定牢固，使其和運輸工具成為一個整體。鞍座底部一定要有防止鞍座滑動的固定措施，為防止鞍座與殼體間可能發(fā)生的磨擦和振動；同時要在鞍座與殼體間增加軟質墊片，塔體和與塔體直接接觸的金屬之間也要有防止擦傷和壓傷的具體措施。與此同時還要保證所有措施在整個運輸過程中不會失去作用，并在運輸中加強檢查,及時發(fā)現和糾正可能發(fā)生的任何問題。

1 DennisR.MossPressureVesselDesignMannal (ThirdEdition)Procedure 7 Transportation and Erection of Pressure Vwssels P365~P387.

2 《材料力學》劉鴻文 浙江大學出版社 第四版2004年10月

3 GB150.1～4-2011《壓力容器》

4 JB/T 4731-2005《鋼制臥式容器》

5 《機械設計手冊》化學工業(yè)出版社2002年1月第4版