基于熱應(yīng)力模擬的U形管換熱器結(jié)構(gòu)改進

周 雍， 王曉楓， 鐵巍巍

（合肥工業(yè)大學機械與汽車工程學院，安徽合肥 230009）

傳統(tǒng)U形管換熱器的管束由U字形彎管組成，管子兩端固定在同一塊管板上。在換熱器工作的過程中，U形管受到的工作壓力主要有2個來源：①管程、殼程的操作壓力對U形管產(chǎn)生軸向推力；②由于殼程隔板以上U形管與殼程隔板以下U形管存在較大的溫度差，使得U形管上、下兩部分之間存在變形差，當變形受到約束以后，會產(chǎn)生較大的熱應(yīng)力［1］。

由于U形管與管板結(jié)合處存在較大的結(jié)構(gòu)突變，在這2種工作壓力共同作用下，管、板的焊縫結(jié)合處會產(chǎn)生較大的應(yīng)力及變形，當應(yīng)力與變形超出一定極限時會導致U形管與管板結(jié)合處結(jié)構(gòu)破壞，從而發(fā)生泄漏，破壞換熱器的正常工作［2］。針對此情況，本文采用雙管板結(jié)構(gòu)的U形管換熱器，用來減小管、板焊縫處的應(yīng)力，以達到改善換熱器工作性能的效果。

1 傳統(tǒng)U形管換熱器熱應(yīng)力的計算分析

1.1 換熱器工作介質(zhì)及參數(shù)

本文研究的換熱器對象是化工行業(yè)所用換熱器，利用冷卻水冷卻潤滑油。

換熱器管程流體為潤滑油，殼程流體為水，該換熱器利用20℃的冷卻水將100℃的潤滑油冷卻到70℃。根據(jù)理論計算以及CFD軟件FLUENT的模擬驗算［3－4］，得出冷卻水的出口溫度為27℃。

1.2 操作壓力對U形管產(chǎn)生的軸向推力

圖1所示為受操作壓力產(chǎn)生的作用于U形管上的軸向力示意圖，由于U形管換熱器殼程內(nèi)、外側(cè)的面積不同，又由于殼程壓力較高，故會產(chǎn)生軸向應(yīng)力。作用在U形管外側(cè)的軸向力為p（2R＋d0）d0，作用在U形管內(nèi)側(cè)的軸向力為p（2R－d0）d0，因而產(chǎn)生的軸向力為：

其中，p為殼程操作壓力；d0為U形管管徑；R為彎管半徑。

圖1 操作壓力產(chǎn)生的U形管軸向力示意圖

1.3 溫差對U形管產(chǎn)生的軸向力

本文研究的換熱器為雙殼程U形管換熱器，殼程隔板上、下流體的溫差較大，使得U形管上、下2個部分產(chǎn)生變形差，當變形受約束后會產(chǎn)生方向相反的熱應(yīng)力。上部U形管位于殼程隔板以上，平均溫度約為60℃，則自由膨脹為：

其中，Δt1為上部換熱管的實際增溫，設(shè)備安裝時室溫約為20℃，故Δt1＝60～20℃；線性膨脹系數(shù)a＝1.2e－5／℃，L＝1 000 mm，同樣可以計算出δ2＝aLΔt2。

由于上、下部分U形管連接在一起而不能產(chǎn)生自由膨脹，加之折流板的約束，假設(shè)這種約束為剛性，因而相互間產(chǎn)生作用力F2，則有：

換熱器工作時殼程隔板上、下的流體由于溫差而對U形管產(chǎn)生的軸向力受力情況，如圖2所示。

圖2 溫差產(chǎn)生的U形管軸向力示意圖

1.4 操作壓力與溫差引起的軸向合力

對上部換熱管，F(xiàn)＝F1／2＋F2；對下部換熱管，F(xiàn)＝F1／2－F2。根據(jù)上述計算U形管的軸向力，可進一步推算出管板結(jié)合處的熱應(yīng)力。為了更直觀地得到管板結(jié)合處產(chǎn)生的熱應(yīng)力以及觀察最大應(yīng)力集中位置與變形，本文利用Ansys對管板的熱應(yīng)力進行模擬。

2 傳統(tǒng)U形管換熱器熱應(yīng)力的模擬

2.1 熱分析有限元模型的建立

采用換熱器管、板的1／2模型，1／2管板上有4個獨立的U形管，潤滑油有4個進口與4個出口。U形管的外徑為25 mm，管壁厚為2.5 mm，管板厚度為20 mm。

根據(jù)該類換熱器在實際使用過程中出現(xiàn)的結(jié)構(gòu)破壞情況判斷，換熱器管、板的最大熱應(yīng)力會發(fā)生在管、板結(jié)合處［5］。為簡化計算，在Ansys中進行模擬時，取U形管與管板結(jié)合處的一段為計算模型。有限元模型的單元格選用的是SOLID70熱單元，在不影響計算精度的前提下，模型的網(wǎng)格劃分采用四面體6級精度的自由劃分，有限元模型如圖3所示。

圖3 傳統(tǒng)換熱器管、板有限元模型

2.2 熱分布的模擬

Ansys熱應(yīng)力的計算屬于耦合場分析問題。本文采用間接法計算管板結(jié)合處的熱應(yīng)力，即先對管板結(jié)合處進行熱分析，然后將得到的節(jié)點溫度作為體載荷施加到結(jié)構(gòu)應(yīng)力分析中。

所需施加的載荷有溫度載荷與對流載荷。為了驗證管、板結(jié)合處產(chǎn)生最大應(yīng)力時是否會引起結(jié)構(gòu)的破壞，在U形管進、出口分別施加溫度差最大的溫度載荷，即施加在U形管進口處內(nèi)、外管壁的溫度載荷分別為100℃和20℃，U形管出口處內(nèi)、外管壁的溫度載荷分別為70℃和27℃。冷流體的對流系數(shù)為2 763 W／（m2·K），熱流體的對流系數(shù)為157 W／（m2·K）。Ansys熱分析計算的溫度場云圖，如圖4所示。

圖4 傳統(tǒng)換熱器管、板溫度場云圖

從圖4可以看出，在4個潤滑油進口U形管、管板的溫度分布明顯高于4個潤滑油出口部分的管、板溫度，預(yù)計潤滑油進口部分的管、板結(jié)合處會出現(xiàn)較大的熱應(yīng)力。

2.3 熱應(yīng)力的模擬與結(jié)果分析

為了計算模型的熱應(yīng)力，首先需將有限元模型的SOLID70熱單元轉(zhuǎn)化為SOLID45結(jié)構(gòu)單元，然后進行結(jié)構(gòu)載荷的施加。所需施加的載荷有以下幾類：管與板的位移約束、U形管管道內(nèi)外壁流體作用在U形管上的壓強載荷、U形管在隔板上、下受到較大溫差的溫度載荷引發(fā)U形管變形所產(chǎn)生的熱應(yīng)力。經(jīng)過計算模擬，得到的熱應(yīng)力分布云圖如圖5所示。

圖5 傳統(tǒng)換熱器管、板熱應(yīng)力云圖

從圖5可以看出，管、板受到的最大應(yīng)力集中在熱流體進口處管、板結(jié)合處，最大應(yīng)力約690 MPa，管口向外翻出呈喇叭狀，出現(xiàn)較大的變形。

3 傳統(tǒng)換熱器結(jié)構(gòu)改進方案的提出

傳統(tǒng)的U形管換熱器在管、板結(jié)合處會產(chǎn)生較大的熱應(yīng)力，除此之外，傳統(tǒng)U形管換熱器還有其他一些缺點［6］，如U形管束與換熱管垂直方向的中心部位存在較大空隙，易結(jié)垢，流體易走短路，使傳熱效率降低；換熱管的彎管段無支承件，管束易振動，易在此處形成殼程流體流動死區(qū)，易結(jié)垢，影響傳熱效果。針對這些缺陷，本文對一些結(jié)構(gòu)進行改進，提出了新型U形管換熱器結(jié)構(gòu)，如圖6所示。

新型換熱器采用雙管板結(jié)構(gòu)，目的是為了減小管、板結(jié)合處的熱應(yīng)力。筒體采取U形結(jié)構(gòu)，從圖6所示可以看出，管與管之間在垂直方向上的空隙被減小，從而減緩了管間結(jié)垢，提高了傳熱效果。同時，新型U形管換熱器在U形管管束彎曲段設(shè)置了管間支承件，如折流板［7］，一方面增加了換熱器的傳熱面積，增強了傳熱效果，另一方面則起到改善管束振動情況的作用。

圖6 新型換熱器結(jié)構(gòu)

本文研究了新型U形管換熱器管、板的熱應(yīng)力分布情況，用來與傳統(tǒng)U形管換熱器管、板的熱應(yīng)力進行比較，以驗證設(shè)計的可行性。

4 新型U形管換熱器熱應(yīng)力的模擬

4.1 新型U形管換熱器的設(shè)計

新型U形管換熱器同樣是將100℃的潤滑油冷卻到70℃，目的是在滿足相同的工作要求下來模擬雙管板新型U形管換熱器在工作時管、板結(jié)合處的熱應(yīng)力是否減小。

根據(jù)新型U形管換熱器的結(jié)構(gòu)特征，結(jié)合U形管換熱器國家標準設(shè)計出新型換熱器的各結(jié)構(gòu)參數(shù)。在設(shè)計過程中，除了減小管、板結(jié)合處的熱應(yīng)力，還考慮了另一工程實際問題，即在滿足工作要求的前提下，盡可能地減少制造所需的材料，其中管、管板的尺寸又需要滿足一定的要求［8］，管、板的尺寸參數(shù)見表1所列。

從表1可以看出，采用的雙管板結(jié)構(gòu)的管板材料比原來少，節(jié)省了材料，同時管徑的減小也節(jié)省了制造費用。

表1 傳統(tǒng)、新型換熱器結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)mm

4.2 熱應(yīng)力的模擬及結(jié)果分析

計算模型同樣采取1／2簡化模型，采用的單元類型以及網(wǎng)格劃分方法也與傳統(tǒng)U形管的有限元模型保持一致。

采用間接熱－應(yīng)力耦合計算法，分別計算熱流體進口、出口附近管、板結(jié)合處的熱應(yīng)力，經(jīng)Ansys模擬得到的熱應(yīng)力分布結(jié)果如圖7所示。

從圖7可以看出，最大熱應(yīng)力集中在管、板結(jié)合處。與傳統(tǒng)U形管換熱器比較，熱流體進口處的管、板最大熱應(yīng)力由原來的690 MPa降低到610 MPa，熱流體出口處的管、板最大熱應(yīng)力由原來的500 MPa降低到446 MPa。

圖7 新型換熱器進出口處管、板熱應(yīng)力云圖

4.3 結(jié)構(gòu)優(yōu)化后管板熱應(yīng)力強度實驗數(shù)據(jù)評定

表2所列為傳統(tǒng)U形管換熱器與新型雙管板U形管換熱器管、板熱應(yīng)力的實驗數(shù)據(jù)以及Ansys數(shù)值模擬數(shù)據(jù)的對比，實驗數(shù)據(jù)再次證明了新型雙管板換熱器設(shè)計的可行性［9］。

表2 傳統(tǒng)、新型換熱器管、板結(jié)構(gòu)熱應(yīng)力比較MPa

5 結(jié) 論

（1）對比雙管板結(jié)構(gòu)新型U形管換熱器與傳統(tǒng)的U形管換熱器，新型U形管換熱器管、板結(jié)合處的熱應(yīng)力明顯減小。

（2）在滿足同樣的工作要求，達到同等的換熱效果的前提下，減少了管板材料的使用，提高了經(jīng)濟效益。

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