石墨列管式换热器
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预应力换热器性能的数值分析与实验研究点击：1951 日期：[ 2014-04-26 21:57:37 ] |
| 预应力换热器性能的数值分析与实验研究 郭崇志 庞凌慧 (华南理工大学,广东广州 510640) 摘要:通过对某折流杆预应力换热器模型样机的传热工艺数值计算和进一步的结构数值计算,结 合模型样机的预变形实施、控制以及实验检测技术研究,实现了一种预应力换热器设计、制造及其 专利技术实施。在对折流杆换热器中变形相互约束的构件之间所产生的温差应力进行数值分析的 基础上,研究了预变形量对有效缓解和协调固定管板换热器在运行中各构件(管板、壳体、管束)之 间的变形约束所产生的作用。研究结果表明,合理施加的预变形量可以显著地降低管板、管子和壳 体上承受的温差变形约束,预变形量可以有效地控制这类换热器的运行工况下产生的温差热应力, 对于防止管子与管板连接区域的破坏,避免管子压缩失稳破坏和提高换热器壳体的承载能力都有 极大的益处,从而为这类换热器的设计制造以及使用和维护,延寿技术研究开辟了一条新的途径。 关键词:预应力换热器;预变形;温差应力;数值分析 中图分类号:TQ051.5 文献标识码:A 文章编号:1001-4837(2009)01-0004-06 众所周知,在管壳式换热器中,过大的管壳壁温 差引起的热应力是导致结构破坏的主要原因之一, 为了降低换热器中的热应力以及由此引起的破坏, 文献[1]提出了一种通过施加预应力来降低运行中 的换热器温差应力的制造技术。文献[2]曾对某预 应力换热器进行过粗略的计算,通过假定管板为刚 性板,计算热膨胀差导致的热应力,并将预应力换热 器的计算结果和相应的普通管壳式换热器进行了对 比,得知预应力换热器管子和管板在工作状态所受 的热应力大幅度降低为普通管壳式换热器的一半以 下,这说明预应力换热器技术的效果是非常显著的。 由于管壳式换热器结构的复杂性,目前对换热 器热应力的分析研究,大多采用数值分析的方法,公 开发表的文献大多利用局部模型[3]进行数值模拟 分析,在换热器整体模型上展开研究的较少,对于采 用预变形技术的换热器性能分析研究就更少。为了 进一步研究这种预变形换热器的温差应力特性,本 文利用“分段建模,整体综合”[4,5]CFD模拟新方法, 首先从传热与流体力学的角度研究了换热器中流体 流动速度分布与温度场的分布,将得到的温度场作 为有限元分析软件ANSYS结构分析边界条件,然后 采用预拉伸单元进行预变形量的施加与控制,从而 获得了预应力换热器的热-结构耦合分析结果,最 后将有限元结果与实验预应力换热器的实测数据相 比较,结果表明,通过施加和控制预变形量,可以大 幅降低运行中的换热器管壳壁温差引起的应力峰 值,有效改善固定管板换热器的运行环境,延长工作 寿命,提高运行可靠性。 1 预应力的实施方法 目前有两类实施预变形从而产生预应力的方 法,其一是所谓“预留环焊缝”法,指按照常规的管 壳式固定管板换热器生产工艺将管束与管板、部分 壳体组焊好后,壳体上预留一条环焊缝,然后通过模 拟工作环境的温差[6]或用机械[7]、液压方式拉伸或 压缩(其大小根据温差和压差确定)管束,控制所加 载荷,从而控制预变形达到预定值后焊接环焊缝,最 终利用环缝焊后的冷却收缩产生预应力。模拟温差 形成预应力的方法和通过机械或液压在管束上加载 的方法,由于预变形量很难控制,因此实际几乎不可 能实现,因为作为压力容器的换热器筒节下料时,几 何尺寸公差往往就大大超过预变形量的大小,因此如何控制和检测预变形量,同时满足环缝组配间隙 的要求,从而保证焊接质量,实施起来极为困难,更不用说加载在个别点上实施,反而造成环缝组配间 隙不均匀,引起更大的应力集中。 另一种实施技术[1]是采用预(反)变形的施工 技术,其方法是对管板采用机械或液压方式或对换 热管采用电加热方式加载产生预(反)变形,然后实 施焊接,冷却固定之后产生预应力。本文提出的预 应力换热器研究遵循了这种思路,首先根据换热器 的工作条件,由数值计算得到管板在工作过程中可 能出现的温差膨胀量,然后在换热器的制造过程中 施加一个反向预变形,然后将管子与管板的连接固 定。在给定的运行条件之下,换热器的工作应力与 反变形产生的预应力叠加抵消之后,使得管板与换 热管、壳体在工作时处于更低的应力状态,从而降低 运行过程中可能出现的较大的温差热应力,缓和换 热器的管束、壳体和管板的工作应力,达到运行安全 可靠性提高的目的。研究所用折流杆固定管板预应 力换热器模型见图1。 2 结构有限元分析 2.1 设计参数及工艺条件 本文研究的换热器为折流杆固定管板换热器 (可调节预变形模式),几何结构模型见图1,模型主 要结构尺寸见表1。换热器壳程介质为普通自来 水,管程介质为饱和水蒸气,为了得到管、壳程较大 壁温差,两种介质流向为并流,主要工艺条件见表2。 2.2 模型的简化及单元类型的选取 本文利用Fluent和ANSYS对预应力换热器进 行热-结构耦合分析。 在CFD分析中,考虑到换热器流道结构较为复 杂,需采用三维实体建模,并对流道结构作相应简 化,本文建立的模型忽略了壳程流体进出口接管,管程的管箱及其进出口接管,相应的影响作为流体流 动和传热的边界条件。在CFD分析中,主要单元为四面体或六面体的流体单元。 在结构分析中,建立了管板、壳体和换热管束组 成的1/2对称模型。在换热管上设置了预拉伸单 元,其他构件取Solid90作为热分析单元,Solid95为 结构分析单元[8],所有构件材料定义为碳钢(导热 系数47.5W/(m·℃),热膨胀系数11.6×10-6,泊 松比0.3)。 2.3 边界条件的确定 在CFD计算中,获得的所有壁面的温度分布包 含了各个方向的温度梯度,对于结构分析而言,目前 重点分析由于换热器轴向温度梯度引起的温差应 力,从而略去了影响不太大的径向温度梯度和环向 温度梯度。而在结构热分析中,为了突出轴向温度 梯度造成的温差应力及其影响,对从Fluent中导出 的节点温度数据进行了处理,形成最终在结构分析 中的温度载荷。具体做法是将换热管各个壁面的温 度载荷根据Fluent计算结果拟合出温度函数关系 式,其中Fluent分析对换热器采用“分段模拟,整体 综合”方法[5]。通过对换热管施加预拉伸单元的位 移载荷量来体现预变形加载过程。 由于本文的预拉伸单元设置在管子上,即管子 与管板已经预先连接(焊接)。纵向对称面设置为 位移对称边界;壳体轴向中间面的边缘线上全部约 束自由度为零,这个约束主要用以消除结构的刚体 位移,对计算结果影响不大。 2.4 预拉伸单元位移载荷量的确定[9] 施加预变形时,假定管板外圆周边缘在轴向 (Y)方向上的变形为零,而各层管排近似视为若干 同心圆,每个同心圆层上需要设置的预变形数值可根据布管中心的变形量通过线性关系粗略计算得 出,然后通过设定管板中心的变形数值,来满足各个 布管层的预变形量的设置要求,预变形量的计算简 图如图2所示。当得知a值后,就可以根据各个半 径尺寸计算出b、c、d的值,即可以计算得到各根管 子上的预变形量。这种假定多孔圆平板的轴向位移 线性分布的假设仅在管板直径较小的情况下能够满 足计算的要求,当管板直径更大时,需要采用二次 (或以上阶次的高阶)曲线。 由于本文重点研究施加预变形后,对运行中的 换热器相互约束构件可能产生的影响,以及随着预 变形量的变化而产生的最大应力及其变形的变化, 主要探索预应力换热器模型在施加预变形后产生的 效果,即可行性问题,因此,这里选择并施加的预变 形量并非是最优的数值。 3 应力变化分析 3.1 有限元仿真分析 根据换热器温差热应力产生的原理以及研究目 的,本文主要通过数值计算来探讨预变形对固定管 板式换热器轴向温差热应力的补偿作用,分析过程 中预拉伸单元仅仅是对分析模型的轴向产生载荷作 用,因此,只有通过对模型分析结果的轴向应力进行 比较分析才能得到合理的结果。结合所建立的仿真 分析模型,给出固定管板式换热器在正常工作状态 下施加预应力前和施加预应力后分析模型中部分区 域的轴向(Y向)应力分布云图。图3和图4分别为 没有施加预变形的常规换热器有限元分析得到的管 板和管子连接区域以及管板和壳体连接区域的局部 轴向热应力分布云图。图5和图6分别为中心预变 形量为0.184mm时管板和管子连接区域以及管板和壳体连接区域的局部轴向应力分布云图。 加预拉伸变形时管板与壳体连接区,最大的拉伸应力为239.441MPa,最大的压缩应力为-250.816 MPa,施加预变形后最大拉伸应力和最大压缩应力分别为181.064MPa和-198.327MPa,与未施加预变形前相比分别下降了24%和21%。可见施加预拉伸变形后的预应力换热器,轴向应力最大值的绝对值比未施加预拉伸变形的常规换热器大幅度下降。 3.2 理论与实验数据对比分析 在蒸汽入口端管板表面定义了两条路径X和 Z,起点均为管板中心孔的圆周上,终点为管板平面的外缘,方向与整体坐标X、Z一致,如图7所示。而定义换热管外壁面轴向路径,起点均为蒸汽入口端(热端)处,方向为蒸汽的流动方向。 实验采用应变计作为敏感元件,选取路径X三 个点,其位置数据如表3所示,采用多次实验的平均 值,得到各个预变形下各位置上的径向应变值,如表 4所示。为了考察试验结果,将其与有限元分析的 结果进行了对比,选用蒸汽入口段管板表面的X方 向路径的应变结果,对比情况如图8所示,图中间断 处为内孔孔径大小(Φ12×3mm)。 从图8可见,实验结果与有限元数值分析得到 的路径上的应变变化相一致。由于壁面温度加载只 考虑了轴向温差、再考虑到实验模型的各种偏差以 及测试过程和数据处理过程出现的偏差,实测数据 能够与FEM数据吻合到这种程度已经是很好的结果。 图9,10是根据数值计算结果整理得到的两个 路径下径向应变数值与预变形量大小的关系,可见 不管是否施加预变形,最大应变都发生在管板与壳 体连接处的附近区域,且为压缩变形状态;施加预变 形后管板应变趋于下降,施加的预变形量越大,管板 应变分布越趋于平缓。在出现最大应变区域,即应 变出现峰值的区域,随着预变形量的增加,最大应变 降低得更多。这间接说明,随着预变形增加,径向应力分布趋于平缓。 3.3 换热管外壁轴向应力分析 本文研究的固定管板换热器的管子主要承受轴 向应力,由于换热管的应力分布特点大致相同,故任 意选取布管区中的某根管来考察轴向应力沿着路径 的变化,参见图11所示。管子轴向为路径方向,起 点为蒸汽入口端(热端)处,方向沿蒸汽的流动方向。由此可见管子轴向应力的分布有以下特点: (1)沿着轴线方向,轴向热应力分布并不均匀, 而呈现出从热端到冷端管板逐渐减小之势;热端轴 向热应力最大,冷端轴向热应力相对较小; (2)不论在冷端管板还是在热端管板,管子与 管板连接区域均出现轴向热应力突变,显示连接区 域局部有较大的轴向峰值应力; (3)随着预变形量的增加,管子承受的工作状 态下的轴向压缩应力逐渐减小,端部的最大应力突 变趋于缓和,当达到最大预变形量(1.0mm)时,管 子承受的压缩轴向热应力的数值已经很小,而管子 承受压缩轴向应力的区域也只占管子长度的很小一 部分,主要集中在在冷端管板的附近,而热端管板的 管子绝大部分区域已经出现拉伸轴向应力,拉伸轴 向应力分布的区域占管子长度的很大部分,可见轴向应力的分布随着预变形量而变化,即管子承受的 拉伸与压缩轴向应力的转变点(零点)随着预变形量的而变化,因此,通过控制预变形量的大小可以控制管子的轴向应力零点的移动,从而有效地限制压 缩失稳的发生。由于管子与管板连接为一体,管子轴向应力的降低也缓解了管子与管板连接区域的变形约束,所以,根据不同的设计目的,可以通过制造技术来控制预变形量的大小,从而控制管子轴向应力和管板、壳体上的应力分布,有效地防止或降低运行中管子与管板连接区被拉脱、产生疲劳破坏和管 子失稳破坏的危险,对于延长管子与管板连接区的工作寿命极为有利。 3.4 轴向最大应力的比较 为了定量研究应力分布与所施加的预变形量之 间的关系,将各个预变形作用下X、Z路径和外壳的 轴向路径(沿着蒸汽流向)出现的正常工作状态下 最大轴向应力峰值的数值列成表5,进一步考察预 变形与应力分布变化之间的关系。 从表5可见,随着预变形量的增加,上述路径上的最大轴向应力迅速下降,当预变形量为0.5时,最大轴向应力已经降低至常规无预变形换热器的最大轴向应力的约1/2以下。而在预变形量为0.5 1.0,最大轴向应力出现反向,意味着可能有零点出现,说明可能存在最优的预变形量数值。 4 结论 本文重点说明了利用预(反)变形制造技术实 现的预应力换热器结构以及预(反)变形大小对预 应力换热器性能的影响,其中主要探讨了制造所施 加的预变形对相互之间变形受到约束的结构所产生 的应力分布的影响。通过本文的分析研究,可以得 到以下结论: (1)通过预应力换热器制造技术的验证和实 施,文中对模型样机进行了实例计算和实验验证,结 果证明:利用本文采用的预变形施工技术进行预应 力换热器制造是可行的,预变形的控制、施加和维持 都是可以实现的。现有的理论计算和实验验证都表 明,适当选择的预变形可以显著降低结构的温差应 力,从而为这类换热器的设计、制造、维护和延寿展 示了一条新的途径; (2)利用数值分析软件(Fluent、ANSYS)来进行 预应力换热器的工艺性能和结构性能的数值仿真计 算是可行的,上述数值计算的研究将最终导致预应 力换热器设计技术的实现; (3)通过研究预变形与换热器结构应力和变形 分布,可知,在所确定的预变形范围内,随着预变形 量的增加,热态运行中的换热器的应力和应变峰值 降低,分布出现缓和,意味着制造过程中所施加的反 向变形及其应力与运行过程中产生的工作应力出现了合理的叠加(抵消),从而有效地降低了换热器 中,尤其是相互约束的构件之间产生的苛刻的应力 峰值,提高了运行可靠性和安全性,可以有效地降低 管子与管板连接区局部因峰值应力过大,产生裂纹、应力腐蚀、腐蚀疲劳等破坏的可能性,从而延长换热 器的使用寿命; (4)本文初步探讨了在不同的预变形下换热器结构构件的应变、应力分布规律和变化趋势,深入的研究尚待继续。 参考文献: [1] 郭崇志.一种管壳式预应力换热器的设计制造方法 [P].中国专利:00114032,2000. 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