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固定管板式换热器的温差热应力数值分析点击：1771 日期：[ 2014-04-26 22:00:46 ] |
| 固定管板式换热器的温差热应力数值分析 郭崇志 周洁 (华南理工大学) 摘要：建立由管板、壳体和换热管组成的有限元分析简化模型,利用通过CFD数值模拟得到的各个相应壁面温度数据拟合而成的温度-距离函数关系式,在ANSYS软件中对固定管板式换热器的换热管、壳体和管板表面加载进行结构热分析,得到了温度分布模型。还将所得的节点温度作为热载荷加载到结构对应点上计算换热器的整体温差热应力,着重分析管板与管子及壳体连接处附近的热应力分布,并给出了沿管板径向和厚度方向上的热应力变化曲线。 关键词：固定管板式换热器 温差 热应力 数值分析 中图分类号:TQ051·5 文献标识码:A 文章编号:0254-6094(2009)01-0041-06 固定管板式换热器中的管束、管板和壳体三大主要构件彼此连接在一起,而换热过程中它们 分别与不同温度的流体接触,势必产生温差,从而使得构件间产生不同的热变形量,造成刚性连接 的构件间的热变形受到约束,进而产生温差热应力。目前公开发表的大多数文献集中研究以换热器部分结构建模的温度场及热应力分析,例如管板的温差热应力分析就是一个重点。而对于在相互约束条件下,换热器的管束、管板和壳体的整体模型结构的整体热应力研究并不多。文献[1]中把换热器管板视为各向同性的轴对称结构,在材料的弹性范围内,且弹性模量和热膨胀系数保持不变的情况下计算热应力,但是没有给出管板壁温的计算方法。Gandner[2]分析认为板中只在靠 近板表面的一层金属中存在较大的温度梯度(称 为“表皮效应”),因而只在板表面处存在显著的 热应力,而其余部分热应力可以忽略,但是实际上管板的温度场要复杂得多。Sign等人[3~5]考虑到三维有限元分析的复杂性,对管板进行了各种简化分析。薛明德和吴强胜[6]试图从管板(包括与其相连的换热管与壳体)的温度场、热应力场分析出发去探讨改善管板设计的途径,提出了一种分析换热器管板温度场的简化方法。冷纪桐等人认为,在布管区与非布管区过渡处、管板与壳体连接处有较大的温度梯度,而管子与管板胀接处的 接触热阻使管板中的“表面热效应”减小,并使管 板厚度方向的温度梯度均匀化[7]。 本文重点考虑了固定管板式换热器中热变形 受到相互约束的构件系统,用CFD软件对结构整体温度场进行数值计算,并利用ANSYS热-结构耦合分析技术,研究了固定管板式换热器的温差热应力场。在分析中考虑了换热器管束、管板和壳体之间的相互约束关系,建立简化分析模型,并以CFD数值模拟得到的各个相应壁面温度数据作为依据,制作了简化的温度体载荷加载函数,在生成温度体载荷加载文件的基础上,进一步研究了结构温差热应力。 1 结构及参数 用于数值计算的换热器如图1所示。主要结构参数为管心距Pt=19mm,管板厚δ=12mm, 壳体Ф115mm×6. 5mm×1406mm,换热管18- Ф12mm×3mm×1500mm,导流筒Ф92mm×1mm ×120mm,折流栅Dbo=Ф100mm,Dbi=Ф89mm,折 流杆直径Dr=3. 2mm,折流栅间距B=50mm。蒸 汽温度为110℃。壳程介质为自来水,进口速度 vi=0. 3m/s,主体构件材料为Q235,密度7840kg/m3,热膨胀系数1. 6×10-6,导热系数47. 5W /(m ·℃),弹性模量210GPa,泊松比0. 3,管程介质为饱和水蒸气,壳程介质为常温自来水。为了模拟最大温差应力,采用并流布置。 2 建立有限元模型 2.1 模型的建立 固定管板式换热器内部结构较为复杂,结合本文研究目的对结构模型进行了合理简化。简化的原则是,在不影响分析结果的基础上,尽量减少不必要的零部件,忽略对温差热应力影响很小的结构特征,以便对主要部件进行有效的分析建模。通过研究,在分析模型中忽略了换热器的卧式支座、折流栅、壳程接管、管箱、管箱法兰及接管等部件,建立了由管板、壳体和换热管3个主要结构组成的简化模型。近似将实际的换热器视为在轴线 方向对称,建立1/2对称模型(图2)。 2.2 热分析加载和边界条件 在利用ANSYS对换热器进行热-结构耦合分析研究中,耦合分析的方法是采用间接耦合,即先对结构进行热分析,然后将热分析所得到的节点温度施加到结构的节点上,对结构进行热应力分析。首先计算分析换热器正常工况下管板和管子的热应变-应力分布,利用由CFD数值模拟得到的各个相应壁面温度数据拟合成温度-距离函数关系式,对换热器的换热管、壳体和管板表面加载后进行热分析,得到模型的温度分布;然后删除全部体载荷,将热分析单元类型转换为结构分析单元,施加约束并读入之前生成的温度体载荷文件, 分析计算换热器的结构整体温差热应力。 2.2.1 温度场分析结果 利用CFD软件数值计算得到的换热器模型 温度场如图3、4所示。由图3可见,换热器管板 沿轴向的温度梯度变化急剧,而管板在径向的温 度梯度则变化不大;管板和壳体连接处的温度梯 度较大,在换热管和管板连接区域温度梯度变化 也很明显;壳体整体上温度变化较平缓。由图4 可见,管子外壁面温度沿流体流动方向逐渐降低, 变化较舒缓。 通过Fluent计算各个壁面的面积加权平均 值,得到典型零部件上的温度沿轴向的分布图如 图5所示。换热器各个壁面的温度载荷就是根据 Fluent计算结果拟合出的温度函数关系式进行施加的。因为如果直接把CFD温度场数据加载到 ANSYS中的话,需要使用表载荷进行加载,这样做有一定的困难,而使用分析函数加载的话,操作不仅简单方便也便于修改。CFD温度分布的显示结果表明,温度场在轴向、径向和周向3个方向都存在温度梯度。进行结构热应力分析时需要综合考虑各个方向的温差影响,但是这样做不容易看出某个方向上温差的单独影响,因此作为初步研究分析,这里仅仅考虑主要方向上的温差,即只考虑轴向温差,并将主要构件的温度场沿轴向拟合成函数关系式加载到ANSYS中,进行结构的热 分析,得到模型的温度分布见图6和图7。 2.2.2 温度加载函数定义 热分析仅考虑稳态热传导的情况。换热器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进行体载荷施加;其中的温度函数根据Fluent计算中各个壁面的面积加权平均值以及整个换热器分析模型在ANSYS中的总体坐标 位置来定义[8]。 壳体外壁的温度函数表达式: 式中 T———温度,℃; Y———轴向距离(模型中Y=0的位置距离 蒸汽入口的管板外表面为1 453mm, 沿蒸汽流动方向为正向),mm。 需要指出的是,上述采用由CFD输出结果曲 线拟合的函数进行加载,由于拟合曲线与CFD温度场分布偏差,会导致温度分布出现偏差,从而会引起热应力的计算误差,而且由于主要考虑了轴向温度梯度而忽略了径向和周向温度梯度。因 此,严格来讲,考虑到其他方向的温度梯度(径向 和周向)的横向效应对轴向会造成一定的影响, 上述计算对后续的热变形和热应力计算会造成误差。 2.3 结构热应力分析的加载和边界条件 在热-结构耦合分析中使用了两种相互对应的热分析和结构分析单元:热分析单元选用Sol- id90单元,结构分析单元选用了与热分析单元 Solid90对应的Solid95单元。结构分析的载荷是将热分析所得到的节点温度作为体积载荷施加到对应的节点上。对纵向对称面设置位移对称条件;对整台换热器设定壳体轴向中间面上全部约束自由度为零;因主要研究换热器温差热应力而不考虑换热器的压力载荷。 3 结果分析 图8和图9分别为换热器管板和管子连接区域以及管板和壳体连接区域的轴向热应力分布。 由图8、9可初步得知: a.管子与管板连接区域,管子和管板分别 出现较大的应力变化,而在管板边缘处轴向热应 力也出现急剧变化。在管子纵向长度上远离与管 板连接区域,轴向应力分布均匀,变化缓慢; b.在壳体厚度方向上的热应力分布较均匀,在 靠近管板处的壳体应力分布出现较大的变化; c.在壳体轴向,远离管板区域的热应力分布 均匀,在靠近管板处轴向热应力出现较大变化。 在管板上分别定义3条路径(图10),路径1 位于管箱侧的管板表面上,指向从中心管子孔边 缘开始向外度量;路径2和路径3均从管侧指向 壳侧。路径上的应力分布曲线如图11~13所示。 由图11可见,在沿径向的路径1上,布管区域内部,轴向应力沿着半径方向基本上是均匀分布,而环向应力和径向应力在布管区内变化较大, 在与不布管区域交界处,应力分布出现转折,随后向压缩应力急剧变化,与壳壁交界处,三向压缩应 力达到最大(最大压缩应力为径向应力, -197 MPa),这一点与文献[9]描述是一致的。而环向应力和径向应力在布管区域内部分布不均匀,在 路径的起点,即中心管子边缘,环向应力远远大于径向应力和轴向应力,为最大拉伸应力 (235MPa);由于换热器管程温度较高,因此管子 的轴向高温热膨胀量相对大于壳程筒体,造成管子与管板的连接区域中心外凸,结果形成了弯曲应力状态,管板管箱侧中心受到径向拉伸,而与筒体连接的管箱侧区域则受到径向压缩,事实上为三向压缩,这与管板的变形状态是吻合的。 由图12可见,由于路径2位于管板与壳体连 接区域,沿着从管箱侧到壳程侧的管板厚度方向, 应力分布从三向压缩变成三向拉伸,这与管板中 心外凸造成管板边缘的管箱侧压缩,壳程侧拉伸 的变形是一致的;值得注意的是,沿着厚度方向弯 曲应力分布是非线性的,厚度的中部应力变化小 于表面附近的应力变化幅度。从表皮效应的观点看,管板与壳体连接区域的表皮效应比管板的中心区域稍大,因为这些区域的温差较大,但是总体来看,表皮效应并不是很严重,而且沿着厚度方向表皮效应的区域不只是限于接近表面的材料层, 基本上涉及到厚度的1/3区域。可以认为,由于 本文研究的管板厚度不大(12mm),因此管板中心区域传热良好,没有大的表皮效应,而管板与外壳连接区域,随着传热温差增加,出现一定程度的表皮效应,但并不严重。 由图13可见,由于路径3位于中心管子和下一层管子之间的管桥上,在布管区内部,沿着从管 箱侧到壳程侧的管板厚度方向,三向应力均呈现一致的线性应力分布,在管板的管桥区域,管板的 应力状态接近对称的(纯)弯曲应力状态,从管箱侧表面到壳程侧表面,应力的大小接近,方向相反,而其中径向弯矩最大,显示出径向弯曲应力沿着板厚方向变化最大,其次是环向弯矩,轴向弯矩最小,几乎在内外表面没有变化。 从应力强度的变化来看,由图11~13可以观察到, Miese应力强度在中心管子的边缘达到最大,为235MPa,位于管箱侧的管板表面上,接近材 料的屈服限,而热应力属于二次应力范畴,材料破 坏的限制为300MPa,因此,尽管结构还是安全的 但是强度的富裕量并不大。如果需要综合考虑操 作压力与温差效应的危险组合,则Mises综合应 力强度可能突破这个限制。在管板的其他位置 例如,在管板与筒体连接的管箱侧(192MPa)和壳 程侧(190MPa),以及中心管子与管板连接区域附 近的壳程侧管板表面(201MPa),都存在应力强度的极值。 4 结束语 从以上分析结果可以看出,实际换热器工作时的温度场以及热应力分布要比现有文献中阐述的复杂。通过CFD软件对结构整体进行温度场数值计算,再利用热-结构耦合分析技术进行热应力分析,分析中考虑换热器壳体、管板、管子之间的相互约束关系,建立简化分析模型,就可以实现换热器整体热应力数值计算。 通过本文的数值计算可以看到,换热器在并不太高的工作温度载荷下,固定管板中仍然产生了很大的热应力,其数值已经达到材料的屈服限而最大热应力出现在热端管板的热表面上,这与实际运行中换热器的破坏部位是十分吻合的。可以认为,热应力是造成管板与管子连接区容易出现破坏的主要原因。 |
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