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换热器管束流体诱导振动机理与防振研究进展点击：1841 日期：[ 2014-04-26 21:13:58 ] |
| 换热器管束流体诱导振动机理与防振研究进展 冯刚 （浙江工业职业技术学院，浙江绍兴312000） 摘要：换热器内管束的流体诱导振动所产生的危害严重影响其运行的安全性。本文对近年来国内外学者对管束振动机理的研究现状进行了综述，说明由于振动损坏，传热管的平均服役寿命仅达到设计寿命的一半，同时系统总结并提出了防振措施。阐述了随着换热器的设计趋于大型化和壳程流动高速度化，对换热器内流体诱导振动问题的正确分析，成为延长换热器服役寿命的关键因素之一。指出了未来研究应重点关注换热管束的激振原因，提出了更有效的防护措施，对实际换热器设计具有一定的指导意义。 关键词：换热器；流体诱导振动；固有频率；防振措施；机理分析 中图分类号：TK 172文献标志码：A文章编号：1000–6613（2012）03–0508–05 热量传递现象普遍存在炼油、化工、冶金、核电、食品、制药、轻工、航空及其它工业领域，作为热量传递的载体，换热器在现代装置中占总投资的10%～20%。在众多不同结构的换热器中，管壳式换热器仍然占据着主导地位，约占70%[1]。随着现行的管壳式换热器使用要求和制作工艺的逐步提高，其外形尺寸也逐渐增大，以满足不同的生产工作要求。为了提高传热系数，减少污垢、降低热阻、壳程流动高速度化势在必行，但这将进一步凸显出换热器内流体诱导振动问题，对其抗振性能提出了更高的要求。由于换热器内的流体诱导振动会产生剧烈的噪声，这将造成管件损坏[2]。据不完全统计，目前因振动损坏的换热器几乎占损坏总数的30%。特别是其内部整体结构长径比较大的管件，其抗震性进一步的减弱，将直接影响换热器的正常功能。因此，大部分振动破坏主要是换热管的机械损坏。传热管的平均服役寿命仅达到设计寿命的一半[3]。为此，国内外的科研工作者针对换热器流体诱导振动问题，对其诱振机理和减振措施展开了诸多的研究与探索。 文作者将针对近年来国内外在管束流体诱振机理方面所取得的研究成果，系统总结并提出了防振措施，提出了未来研究应重点关注的问题。 1·换热器管束振动机理研究现状 管壳式换热器在运行过程中，壳程流体的流动主要有纵向流动和横向冲刷两种状态。由于操作工况具有多变性以及流动状态的复杂性，特别是流体在稳定状态流动时对管件产生的振动、流速的瞬时变化引起的振动以及各内部构件在工作过程中引起的共振等这些动力机械振动，都会引起换热管不同程度的受激振动。但纵向流所激发的振动振幅较小，危害性不大，一般情况下可不考虑其对换热管的损害，但当流体流经管道的流速瞬时变化较大时，其纵向流激振会有较大的数值产生，此时就应考虑[4]。王定标等[5]在质量流量、来流湍流度和功率谱密度均相同的情况下，对比研究了纵向流折流栅换热器与横向流折流板换热器内流体流动所产生的位移响应，结果表明：折流板的振动响应值之比分别与流进管道液体的密度（ρ）和质量（m）、管壳式换热器管道内的液体流动速度的平方（v2）成正比，随着流体的密度、质量和流速的变化，其位移相应值将成倍的扩大。并经过对纵向流折流栅换热器与横向流折流板换热器的一系列实验分析测得振动值，当流动的速度在6.5～7.5 m/s时，横向位移响应均方值是纵向位移响应均方值的325～335倍之间。结果表明，当换热器中的流速一旦发生改变，管道呈纵向排列的换热器的振动位移数值变化不大，其抗振性能效果比横向折流板换热器明显提高，这是因为，横向流是流体诱导管束振动的主要根源，所以在设计管壳式换热器管道内部走向时，应优先考虑纵向流折流栅的换热器。 目前，管束内的流体在流动过程中产生激振的问题有以下几点：漩涡脱落（vortex shedding）、湍流抖振（turbulence buffeting）、流体弹性激振（fluidelatic instability）和声振荡（acousticresonance）。管束流体激振特性的形成分别与换热器系统内的阻尼特性、换热器系统各组成构件的固有频率以及流体在管束内的流动因素有关。各国学者对流体激振的机理进行了系统的研究。 1.1漩涡脱落的研究现状 由于卡曼涡街[6]现象的存在，在管子背面两侧产生周期性的反对称漩涡尾流，尾流的交替产生与脱落产生于流向的激振力，当脱落的频率接近换热管的固有频率时，将会引起管束机械性的共振现象，使换热器产生较大的机械破坏。 以往在进行测定卡曼涡街现象数值时，运用最早的是尾流振荡模型实验来分析漩涡脱落诱发的振动原因。但据目前学者研究发现[7-8]，尾流振荡模型在实验过程中，其范围受到一定的限制，当雷诺数在较低的情况下，其理论数值与实验数据相差不大，基本接近；但当雷诺数在较高的情况下进行实验时，两者数据相差甚大。经分析，当在雷诺数较大工状下进行实验时，流经换热管后的尾流不呈二维流动，而是呈动态的三维随机流，是一个随机力函数，沿整个换热管同时脱落，尾流流动呈现出复杂的随机性质。尾流作用于换热管上的载荷也随机发生变化。这就意味着雷诺数在较高的情况下不能运用尾流振荡模型进行实验，否则测定的流体诱导振动值会有不小的差值产生。为了能在动态的情况下测定瞬时的振动值，建立了相关模型实验，它的理论基础由Blevins和Burton提出。在相关模型实验中，通过一系列的相关实验数据验证得知：当换热器在较低的雷诺数的工作环境下进行实验时，其理论数值与实验测得的数据能够较好地吻合；即使在较高的雷诺数状态下，测定的实验数据与理论数值也具有较高的一致性。在这两种状态下，其结果比运用尾流振荡模型实验的数据要接近。王定标等[5]把随机振动理论运用到工程实际中，建立了力学模型，通过大量的实验数据分析，最终推导出换热器管束振动随机均方根和谱密度之间的关系，为了更形象地表达流体激振力的分布情况，绘制了各种工程结构的流体激振力分布状态图，进一步分析和验证了采用随机振动理论能较好地预测管壳式换热器管束流体诱导振动。 王沣浩等[9]提供了热交换器管束在亚临界雷诺数范围内解决复杂流体诱导振动的一种参考方式。根据双圆柱管束在并列或串列状态下的流体诱导振动情况，用表面涡方法对流体力、振动频率和振动响应的问题进行研究，得出在两种排列的状态下不同管束间隙比及归一化阻尼参数的特性：当双圆柱管束在并列状态时，其动态响应对流体诱导振动的影响是最大的，这是由于流体在此状态下的脉动力系数为最大，双刚性圆柱和双弹性圆柱分离的涡平均力系数较小；当双弹性圆柱管束在串列状态时，涡脱落的频率较大并具有屏蔽流，涡脱落频率值的大小决定于归一化阻尼，而受管束的间隙比影响较小。 针对两相流诱发管束振动机理的研究，由于其随机产生的复杂性，相关的研究目前尚处在初期探索阶段，Pettigrew等[10-11]也只对换热器管束相互之间的距离、换热器管束中的含气率、换热器在雷诺数不同情况下的工作状态进行了有限的研究，同时对气液两种不同介质时两相流中串列双圆柱的诱发振动特性机理的研究，有助于理解管束中管子之间相互影响机理，对于进一步研究复杂管束中的流体诱发振动现象具有重要意义。为此，谢正武等[12]采用双流体模型对两种不同介质时两相流中串列双圆柱的流动工况进行了数值模拟，对气液两相流在垂直向上横向冲刷工况下的顺列双圆柱产生漩涡脱落时的周向压力分布及流体作用力变化进行了实验研究，其研究结果对工程应用具有一定的参考价值。苏新军等[13]总结出管束呈正三角和正方形排列时，可近似应用单相流时的Weaver曲线作为旋涡脱落诱发管束振动的判别标准，并在实验过程中还发现以下几个特性：管束中流体含气率的增加会使两相流斯特拉赫数Sttp减小；错列管束呈旋转正三角排列的斯特拉赫数曲线；两相流斯特拉赫数在不同排列形式的错列管束中的特性。以上结果是在3排错列的直径为30 mm的有机玻璃圆柱表面进行的旋涡脱落工况试验研究，管束中流体含气率在0～0.3，两相隙缝流雷诺数为2.0×104～6.0×104。1.2湍流抖振的研究现状当换热器内流体流动的雷诺数Re＞4000时，流体出现湍流状态，使管道内流体产生脉动变化，在压力场和速度场的作用下，将提供给管子持续的能量，使管子在吸收能量的过程中产生一定频率的抖动现象，当湍流脉动的主频率与管子的抖动频率在一定的区间范围内时，管子就会发生抖振现象。湍流抖振的频率范围很宽，它的主频率会随着换热器管束内流速量的增加使振幅增大。当换热器管子间距较大时，由于这种振动不规律，一般不会产生共振响应[14]；但当管子间距较小时，其振幅的增大会直接影响换热器的正常工作，特别是在卡曼漩涡状态时，湍流的影响是主要的。 Taylor等[15]经过试验研究了汽水两相绕流管阵时的湍流抖振现象，对管阵中心管束的振动响应进行了测量。Katinas等[16]实验研究了在流体横向绕流中流体的湍流度对管束被流体激振的影响以及线性排列与多排交错排列管束的振动特性。其试验结果表明，当流体的密度较高时，管束由于流体的湍流压力脉动、管子与流体之间的相互作用以及管子背后的旋涡脱落造成振动；并且在管子的固有频率与旋涡脱落基频或二倍频耦合的时候，管束会出现振动峰值。当湍流度从1%提高到12%的时候，迎流面第1排管子的振动现象会消失。当管阵处于交错排列的状况时，管束的振动则受到一定的抑制。 1.3流体弹性激振的研究现状 换热器内的管束由于受到流体的湍流和漩涡的作用，会发生相对的振动位移，并且具有一定的速度和加速度，改变了管束四周的流场，打破了相近管子上力的平衡状态，使其进入振动状态。若能从流体的流动中不断获取能量，这种机械耦联产生的振动状态将持续下去。当换热器内流体流动的雷诺数达到一定值使管子吸收的能量超过其阻尼耗散的能量时，管束的振动幅度将急剧增大，将发生流体弹性激振现象。这种现象造成的损坏在换热器机械损坏中所占的比例较高，在设计换热器的工况过程中，应尽量避免管束内流体弹性激振现象的发生。在流体弹性激振研究的早期，主要有两种常用的流体弹性激振的模型：第一种为Connors[17]的位移模型，其认为振动为流体刚性所控制，提出了拟静态流模型；第二种为Lever等[18-19]的流体惯性模型，其认为振动的激发是负流体阻尼力产生。聂清德等[20]通过大量的理论和实验研究，从不同的角度对流体惯性模型的正确性进行了验证，并采用该模型对流体弹性激振机理进行了深入的研究，经过假设管子的振动为周期性的衰减状态，建立了管子振动的基本方程，通过求解该方程，得出了管束流速稳定区图，用以确定管束弹性激振的不稳定区域或临界流速。Granger[21]针对于工业中流体横掠管束的工况，建立了流体弹性不稳定的近似模型。此模型运用单一自由度的系统，通过利用所求系统的阻尼比等于0时的速度来预测临界流速。而在稳定区域，可以采用球系统的响应幅度来近似求取管子的响应幅度。对于U形管换热器，运行经验和科学研究结果表明，流体诱导振动是导致U形传热管破裂失效的关键因素之一。U形管动态参数中固有频率和模态振型是分析传热管流体诱导振动和采取预防措施的重要参数。刘敏珊等[22]采用理论和数值模拟的方法，归纳出U形管在质量随空间位置非均匀分布和在管内外压力作用下的固有频率计算公式，并在各种不同的工作环境和在不同的条件下对U形传热管的模态振型、固有频率进行了数值仿真，发现对U形传热管动态特性影响较大的因素有：U形传热管的弯头曲率半径、管束支撑板厚度、防振条的刚性支撑点数、传热管工作压力以及支撑边界约束的处理模式。对U形传热管动态特性影响较弱的因素有：U形传热管的热膨胀性能、自身质量及其质量分布的非均匀性和压力。 对于管子表面带有翅片的换热器，其应用范围也在逐步扩大，与光管系列的换热器在同等直径等壁厚的情况下相比，不但其原有的传热面积得到了扩展，而且其固有频率比光管低20%左右。为了能分析各种计算翅片管固有频率和相应的位移响应的经验公式的优劣性，朱雨峰[23]运用有限元的方法建立翅片管模型进行模拟计算，得出了翅片管的固有频率和相应的位移响应，并采用强迫共振法对翅片管的固有频率进行了测量，对其分析结果进行了验证，其模拟结果表明：翅片的间距、高度和厚度对翅片管的固有频率有影响，并且在其它参数不变时其固有频率近似呈线性变化。 对于换热器的流体弹性激振的研究，均是倾向于确定一个所谓的“临界流速”，使其在设计与生产换热器过程中采取可控的方法，以避免流体弹性激振，提高换热管束的稳定性和使用寿命。但在换热器的实际应用过程中发现，虽然管束中的瞬时流速接近或者超出“临界流速”，并没有大量导致换热器管束的瞬时损坏，而大量的振动破坏是因为长期振动造成的疲劳破坏[24]。 1.4声振荡研究现状 当换热器中管束的流体处在漩涡脱离状态时，会引起管束振动，在管束周围激起弹性波，弹性波沿换热管径向传播。由于换热器的外形基本呈密闭的筒体类状，弹性波会在换热器内壁反弹回来，形成一定量的声学驻波和机械波。但由于换热器为密闭箱体，较难向外传播，使两者的能量不断地积累到一定的数值之后，会发生噪声和机械振动。声振荡的发生与壳程流体的性质有关。当壳程流体为气体时，在声振频率达到卡曼涡街频率或湍流抖振频率的80%～120%时，就会引起共振现象，导致振动和噪声。而在壳程流体介质为液体的情况下，难以发生声振荡现象，是由于声波在液体中传播的波长较长，而换热器壳体直径有限，难以形成声学驻波。 聂清德等[25]在风洞中对换热管束的声振动进行了研究，实验时湍流抖振主频率接近于声频，结果发现噪声是因二阶声频与周期性漩涡频率一致而引起的。为了消除噪声，曾试验了两种消声结构：一种是无孔隔板，另一种是两块多孔板中间夹有一层多孔性材料制成的薄片。对比发现，多孔性材料制成的多孔隔板具有更好的消声效果。消声隔板应放在接近声波的波腹处，这样才能降低分贝值。黄政[26]建立了冷凝器结构有限元简化模型，用有限元/边界元方法研究了激励形式和挡流板位置对冷凝器辐射声场的影响。采用不同的激励手段，分别对冷凝器管束的结构辐射声压幅值、分布和辐射声功率曲线进行比较，同时进行了结构优化，通过对一系列使冷凝器在低频区范围内的实验分析测定得出，当其在75 Hz或250 Hz附近工作时，辐射声压值较大，振幅值也较大，从而导致在此区间工作的冷凝器产生共振，使换热管造成一定程度的机械振动破坏。为此，换热器流体诱导振动的漩涡脱落频率应采取消减低频区工况措施，以提高工作寿命。 2·换热器管束防振措施 近来年，国内外的科研工作者在大量实验分析的基础上，提出的换热器管束防振措施的主要方法是增加换热管束的固有频率，并且使壳程流体的流速低于“临界流速”。工程实际中主要采用以下方法预防管束振动[27]。 （1）在实际的生产过程中，常常由于操作不当使温度和压力频繁波动，引起的循环载荷导致换热管束的疲劳失效。为了提高设备的疲劳极限，可以通过有效的控制设备运行的开机和停机周期，并运用相应的检测仪器进行在线即时监测，一旦发现异常，可及时改变运行状况；为了避免管束中流体的脉动变化过大、流体的流速变化过高和防止液流介质直接冲刷换热器的管束，可以采取在换热器管束流体入口处设置防冲板或导流筒或分流器等措施。 （2）在满足换热器传热效果的前提下，为了防止管束产生振动，尽可能降低流体的流动速度，使雷诺数控制在一定的范围之内，降低壳程流体诱导振动的频率，防止出现共振。这是防止管束振动的一种比较有效、直接的方法，但需兼顾传热效率，二者应权衡考虑。 （3）防止管束发生流体弹性激振现象最有效的方法是增加管束的刚性强度，提高其固有频率。如适当增加管子的支撑点，以缩短管子的无支撑跨长，进行结构优化，增加相关构件的弹性模量，增大材料的惯性矩，增加管壁和折流板的厚度。在决定管束固有特性的各种设计参数中，管子截面半径的影响要大于壁厚，故可以增加管子的有效直径。经实践证明，折流板管孔直径略大于换热管的外径0.25～0.35 mm，能比较有效地避免管束振动。同时，对折流板上所有管孔倒一定半径的圆角，能有效减小管束振动时产生的磨损。 （4）在换热器中添加纵向隔板来防止声振动，以减少非轴向传递的弹性波和机械波的形成，改变气柱的声振动频率和紊流抖振频率的不同。通过这样的附加设置，可以减少振动现象的发生。具体操作方法是加若干块纵向隔板于沿流向的壳体内，置于声振动波型的波腹位置，用以改变设备中横向尺寸的特性长度。 3·结语 国内外的科研工作者针对换热器管束流体诱导振动机理进行了广泛的研究，目前在理论和实验上对旋涡脱离激振和流体弹性振动的机理做了大量的研究分析工作，分别取得了一定的进展，并提出了一些新的理论依据和实验数据，对指导换热器的设计过程起到了较好的作用。但是由于通过管束间流动的复杂性，流体诱导振动时有非常多的未知因素以及换热元件的磨损和破坏速度难以准确计量、振动阻尼的不确定性等的影响，所有这些预测振动的理论与方法各有其局限性。因此还需要提出一些新的思路和方法对换热管束的激振原因进行更深一步的研究，提出更有效的防护措施，这样设计出的产品才能具有更长的使用寿命、更加完善的使用性能和更加安全可靠的操作性。 参考文献：略 |
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