高压板壳式换热器板片强度分析.pdf

52 cademic Research 技术交流 A 高压板壳式换热器板片强度分析高压板壳式换热器板片强度分析 徐 鹏1，李 娜2，吴震林2（1.海装沈阳局驻大连地区第一军事代表室，辽宁大连 116000；2.上海船舶设备研究所，上海 200031）摘摘 要：要：针对高压板壳式换热器的耐压问题，建立板壳式换热器耐压核心元件换热板片在高压下的受力计算模型，利用 SolidWorks 计算模块，对不同型式板片在高压下的应力情况进行数值计算。利用计算结果，设计出 1 型针对该高压情况的换热板片，形成 1 台耐高压的板壳式换热器。通过压力试验，验证了该板壳式换热器的耐压性能及所构建理论计算模型的正确性。关键词：关键词：高压板壳式换热器；强度分析；仿真计算 中图分类号：中图分类号：U665 文献文献标志标志码：码：A DOI：10.16443/ki.31-1420.2023.03.013 Strength Analysis of Plate-Shell Heat Exchanger under High Pressure XU Peng1,LI Na2,WU Zhenlin2(1.The First Military Representative Office of Shenyang Bureau of Haizhuang in Dalian,Dalian 116000,Liaoning,China;2.Shanghai Marine Equipment Research Institute,Shanghai 200031,China)Abstract:Aim at the pressure-resistance of the oil cooler,an calculus model of the plate under high pressure is built.Using the calculation module of the SolidWorks,the stress of different type of plate under the high pressure is calculated.A plate which can work under high pressure is designed,and a plate-shell heat exchanger is produced.The pressure-resistant performance of the heat exchanger and the validity of the calculus model are verified by experimental test.Key words:high pressure plate-shell heat exchanger;strength analysis;simulation calculation 0 引言引言 将换热器依照换热板片的形状和结构分类，可分为管壳式换热器、板式换热器和各种扩展表面换热器1。传统的管壳式换热器虽具有耐高压特性，但换热效率较低、设备笨重。当换热器使用环境空间有限时，传统的管壳式换热器并非最优选择。传统的板式换热器具有高紧凑度、换热效率高等优点，但其抵御热冲击和压力冲击的能力较弱，渗漏机会大，安全可靠性低2。在实际应用中，利用海水来冷却发热单元所面临的最棘手问题是用作冷却介质的海水通常静压较大。近 年来，板壳式换热器作为国外研究的一种新型换热设备，集高效板式换热和耐高压壳式结构于一体，不仅结构紧凑、高效，还可应用于高达10 MPa工作压力的换热场合。板壳式换热器具有高效紧凑、换热效率高、端部温差小、压降低、节省占地面积、节约工程及设备安装费用和节省装置操作费等优点，是目前国际上广泛应用的先进高效、节能型换热设备。板壳式换热器采用波纹板片作为传热元件，在冷热流体换热过程中，波纹板片具有绕流子作用，能使冷热流体在低雷诺数下产生紊流3。这使得 作者简介：徐 鹏（1980），男，工程师。研究方向：船舶轮机。53 板壳式换热器传热效率是传统管壳式换热器的23倍，同时极大减少了结垢，使设备日常维护和清洗更加方便4。板壳式换热器可实现真正的“纯逆流”换热，与管壳式换热器相比，冷热端温差小，能回收更多热量，节约装置操作费用。板壳式换热器核心元件即其换热板组，换热板组决定了换热器的换热性能和耐压能力。板壳式换热器换热板片常见有方形板片和圆形板片。在高压下，方形板片的四角局部应力极高，易因发生破裂而出现泄漏。相较而言，圆形板片承压边界的应力分布均匀，能有效提升换热板组的耐压性能。同时，方形板片通常采用电弧焊和电阻焊加工换热板组，圆形板片加工趋势为激光焊接，该焊接工艺进一步提升换热板组的耐压性能。通常情况下，方形板片板壳式换热器用于压力为3.5 MPa的工况，而圆形板片板壳式换热器最高工作压力可达到20 MPa，工作温度范围为200 900，单台换热面积达2 000 m25。板壳式换热器换热板组由换热板片焊接而成，其中波纹板片在换热过程中能有效吸收热膨胀应力，大大提升换热板组的耐压性能6。目前，针对换热器结构的应力分析主要集中于各部件的应力分析。张贤福等7通过有限元分析方法研究了管壳式换热器整体结构在运行中工况发生突变时应力分布变化情况，结果表明：工况突然切换时，温度场变化较为缓慢，但换热器整体应力分布可能出现较大的应力峰值，需在设备设计时予以充分考虑。针对管壳式换热器管板应力分析，胡锡文等8、刘天丰等9针对压力与温度载荷对管壳式换热器管板的影响对比分析表明，温度载荷在管板产生的热应力对管板影响更大，且最大应力点集中于管板和壳体的连接位置。张玉娇等10、谭志洪等11对平盖加筋和球冠加筋2种改进形式封头进行有限元分析，结果表明：球冠加筋封头应力分布更均匀。张延丰等12将直流道波纹板片垂直布置，冷热流体换热效果良好且板间通道无须增加支撑件即能达到耐压要求。刘治中13研究了三角形凸台板片有无凹坑时的承压性能对比，有无凹坑板片的最大应力点分布位置相近，无凹坑板片最大应力值55.787 MPa，有凹坑板片最大应力值82.227 MPa，研究表明：无凹坑的三角形凸台板片能承受的最大载荷更大，承压性能更优。目前，国内外针对换热器的耐压性能研究主要集中于换热器整机或封头等零部件的耐压性能是否符合要求，而对板壳式波纹板片的耐压性能研究相对较少。换热器在实际工作状态下，压力和温度载荷均会使板片收缩和膨胀。提高板片的刚度能明显改善板壳式换热器整体承压能力，板片刚度则受板片厚度、长宽等形状参数影响14。本文在试验的基础上，构建圆形波纹板片受力时的应力理论计算模型，采用有限元分析方法研究高压下圆形波纹板片各形状参数对换热板组的耐压性能的影响。按照强度计算结果，形成1台耐高压的换热板组，并通过压力试验，验证该换热板组的耐压性能。1 波纹板片应力计算数学模型波纹板片应力计算数学模型 波纹板波纹结构示意如图1所示，波纹深度2.50 mm，波纹节距9.19 mm，波纹圆弧半径2.10 mm。图 1 波纹结构示意图（单位：mm）在板组受压时，因上、下板片触点之间为波纹空腔，此处对上板片波纹没有支撑，会导致上板片波纹在两交点间发生膨胀变形。因此，选取此最小单元作为整个板组的受力计算模型评价不同厚度板片的耐压情况。针对模型进行相应简化，两节点之间的距离为18.4 mm，因此模型长度设定为18.4 mm，模型波纹按实际波纹建模。数学模型如图2所示。54 cademic Research 技术交流 A 图 2 理论数学模型 对计算模型进行边界设置时，结合压力试验情况，将四周面设置为固定面，上波纹面设置为自由面，下波纹面设置为受力面，承受压强7.5 MPa。模型材料从SolidWorks材料库中选取金属钛，通过计算，即可得到该波纹板片模型在给定压力下的应力及静态位移分布图。2 波纹板强度数值计算及分析波纹板强度数值计算及分析 2.1 不同壁厚波纹板片强度数值计算及分析不同壁厚波纹板片强度数值计算及分析 在保证波纹板片波纹槽深2.50 mm、波纹节距9.19 mm、波纹圆弧半径2.1 mm、长度18.4 mm的前提下，探究不同波纹板片厚度（0.6 mm、0.8 mm和1.0 mm）与波板片最大应力、最大静态位移关系，结果见图3所示。图 3 板片最大应力值和最大静态位移与壁厚关系 由图3可知，随着壁厚的增加，板片的最大应力值及最大静态位移都减小。板片在外力作用下的受力示意如图4所示。假设在m平面处将截面断开，为平衡外力的作用，m平面必存在内力与外力平衡，为简化分析，将变形全部视为拉伸时变形进行分析。图 4 板片水压试验时受力示意图 由图5可知，在力一定的情况下，应力大小主要与受力的横截面积A有关，横截面积越大，则板片应力越小。图 5 波纹板截面内力图 水压试验时，板片所受力为水的压强与波纹内表面面积乘积，虽然板片壁厚增加，但波纹型式并未发生改变，因此波纹周长 c 值不变。水压试验时，与水的接触面积为波纹周长与模型长度的乘积。因此，水压试验时，与水接触的面积 S 一样，则不同壁厚的波纹所承受的力是一样的。板片截面面积 A 近似等于板片厚度与模型长度的乘积。因此，增加板片厚度，板片截面面积 A 增加，在相同力的作用下，板片所受应力随着壁厚的增加而减小。因此，增加壁厚能显著提高板片耐压性能。2.2 不同圆弧半径波纹板片强度数值计算不同圆弧半径波纹板片强度数值计算分析分析 换热板片波纹如图1所示，由两段圆弧及圆弧之间的连接直线所组成。在保证波纹板片的波纹槽深2.50 mm、波纹节距9.19 mm、波纹板片厚度1.00 mm、模型长度18.40 mm的前提下，圆弧半径的大小对波纹板的受力情况有很大的影响。针对圆弧半径0.5 mm、1.0 mm、1.5 mm和2.1 mm，分别对7.5 MPa压力下的4种模型进行数值计算分析。55 通过计算，得到不同圆弧半径下波纹面的应力、位移分布图。在波纹板其他参数相同时，仅改变板片过渡圆弧半径值，对波纹板的强度进行了计算，板片最大应力、最大静态位移与过渡圆弧半径关系，如图6所示。图 6 板片最大应力值和最大静态位移 与过渡圆弧半径关系 由图6可知，随着过渡圆弧半径的增加，板片所受最大应力值也增加，板片最大静态位移随着过渡圆弧半径增加而减小。但整个板片最大静态位移随着板片过渡圆弧半径增大变化不明显（变化在2%之间），说明板片最大静态位移随着过渡圆弧半径变化不大。过渡圆弧半径不同，波纹周长c值也不同，波纹板与水接触面积不同，随着过渡圆弧半径的增加，波纹周长c值增加，S也增加，因此，在相同试验压力下，板片所受外力F也会随之增加。在其他波纹形状参数不变的情况下，在相同水压试验下，波纹板应力随着过渡圆弧半径的变小而减小。2.3 不同波纹不同波纹夹角波纹板片强度数值计算夹角波纹板片强度数值计算分析分析 波纹与波纹之间的夹角A对波纹受力也有很大的影响，相同情况下，夹角越大，波纹之间的触点越多，则受力越好；夹角越大，则模型长度越小。波纹板片的波纹槽深2.50 mm、波纹节距9.19 mm、波纹板片厚度1.00 mm、圆弧半径2.10 mm。针对30、45、60 和75 等4种夹角情况（分别对应模型长度为18.4 mm、13.0 mm、10.6 mm、9.5 mm），对7.5 MPa压力下的受力情况进行数值计算。在波纹板其他参数相同时，仅改变板片波纹之间夹角角度，板片最大应力、最大静态位移与夹角角度关系如图7所示。图 7 板片最大应力值和最大静态位移 与波纹夹角关系 由图7可知：随着夹角的增加，板片所受最大应力值减小，板片最大静态位移值也减小。这是因为夹角越大，模型长度越小。在波纹板其他形状参数不变的情况下，波纹所受外力受力面积减小，则波纹所受外力减小，所以波纹的最大应力值及最大静态位移都随着波纹角度的增大而减小。2.4 不同节距波纹板片强度数值计算及分析不同节距波纹板片强度数值计算及分析 波纹节距的大小影响着波纹板片的强度，设置波纹板片壁厚0.6 mm，波纹槽深2.5 mm，圆弧半径2.1 mm，长度18.4 mm，针对8.00 mm、9.19 mm、10.00 mm等3种节距，研究波纹板片节距与板片最大应力、最大静态位移的关系，结果如图8所示。图 8 板片最大应力值和最大静态位移与节距关系 56 cademic Research 技术交流 A 由图8可知：随着板片节距的增加，波纹受力时的最大应力值及最大静态位移值都增加。随着节距的增加，与水接触的面积S增加，在相同的压强下，面积越大，板片所受力越大。因此，在其他形状参数不变的情况下，板片受力时的最大应力值和最大静态位移值都会随着板片波纹节距的增加而增大。2.5 不同槽深波纹板片强度数值计算及分析不同槽深波纹板片强度数值计算及分析 波纹槽深不同也影响着波纹板片的耐压，本节对不同槽深的波纹板片受力时的应力进行数值计算。设置波纹板片壁厚0.60 mm，波纹节距9.19 mm，圆弧半径2.10 mm，长度18.40 mm，研究2.00 mm、2.50 mm、3.00 mm和3.50 mm等4种槽深的波纹板片在7.5 MPa压力下板片最大应力、最大静态位移与波纹槽深的关系，如图9所示。图 9 板片最大应力值和最大静态位移与槽深关系 由图9可知：随着板片槽深的增加，波纹受力时的最大应力值及最大静态位移值都随着波纹槽深的增加先增大、再减小、再增大。通过以上分析可知，板片形状参数（壁厚、过渡圆弧半径和波纹夹角等）对板片受力的应力大小影响很大。在进行板片设计时，不仅要考虑设备尺寸、质量和性能，还应考虑板片形状对板片强度的影响。3 板片形状参数确定和压力试验验证板片形状参数确定和压力试验验证 通过上述仿真计算，重新设计波纹板片。新的波纹板片厚度1.00 mm，波纹夹角75，波纹槽深2.00 mm，波纹节距8.00 mm，波纹圆弧半径1.50 mm。针对焊制试压样件进行压力试验，并对加工后的换热板组进行强度水压试验，试验压力7.5 MPa，试验介质为清水。从换热板组整体来看，换热板组无渗漏，无可见变形及异常声响。压力试验后新的波纹板片在7.5 MPa的压力下并未发生变形，说明新的波纹板片在7.5 MPa的压力下，此时板片处于弹性变形阶段，板片各处最大应力值在板片屈服极限内。新的波纹板片在7.5 MPa下的最大应力值为145.0 MPa，最大应力值都位于板片边界处，低于材料的屈服极限。试验结果表明：板片未发生变形。波纹板片的波纹发生膨胀，从计算后的板片静态位移分布图可知，计算后的变形与试验后的板片变形一致。该结果表明：所建立的数学模型可以较好地反映整张板片在高压下的受力情况，可以作为板片强度分析的依据。4 结论结论 本文针对高压板壳式换热器的换热板片强度进行了分析，在试验的基础上，构建了最小计算单元。对板壳式换热器的核心部件换热板片的强度进行数值仿真计算，得到了板片形状参数对波纹板耐压强度影响的基本规律。在计算的基础上，设计并制造1台耐高压换热板组。通过对该换热板组进行水压试验，验证热器的耐压性能，也进一步验证所构建理论模型的正确性。参考文献：参考文献：1 黄庆军,任俊超,苏是,等.中国换热器产业现状及发展趋势J.石油和化工设备,2010,13(1):5-8.2 王广夫,王琰.船用滑油冷却器的选型分析J.机电设备,2014(4):36-40.3 汪光胜,周建新.板壳式换热器在歧化装置中的选用J.石油化工设备,2008,37(5):86-87.4 赵立伟.板壳式换热器波纹板间流体流动与传热数值模拟D.上海:华东理工大学,2011.5 栾辉宝,陶文铨,朱国庆,等.全焊接板式换热器发展综述J.技术科学,2013,43(9):1020-1033.6 陈亚平,周强泰,徐礼华,等.波纹板壳式换热器技术J.发电设备,2002(2):21-23.（下转第（下转第 8383 页）页）83 综上所述，在保证舵机最大转舵速度时，舵机在单机组和双机组正弦信号激励下均具有较好的跟踪性能，幅值衰减均小于5%；在频率为0.7Hz时，系统相位滞后约20.16。2）舵机系统精度 一对柱塞缸作业时，暂不考虑电器分辨力和其他干扰的影响，阶跃响应结果见图15，稳态精度为0.17，满足精度指标要求。图 15 舵机系统阶跃响应曲线 6 结论结论 本文重点描述了船舶高速舵机设计要素，采用前馈控制策略，可以明显提高系统的响应速度，同时减小跟随误差的振荡幅度，提升高速舵机系统的伺服控制性能，为实船装配提供理论基础。参考文献：参考文献：1 邓琦,邓攀,邱大宝.一种新型船舶舵机系统建模与控制研究J.船舶工程,2013,35(6):80-83.2 周伟,王平军.基于模糊 PID 的液压舵机动态仿真J.机床与液压,2010,35(9):222-223.3 聂松林,李芹,尹方龙,等.直驱泵系统的单神经元PID前馈控制策略J.北京工业大学学报,2019,45(9):821-830.4 于亮,秦伟然.变频液压舵机系统设计与分析J.机电设备,2022,39(4):65-69.5 陈黎,鲁套.液压式船舶舵机控制系统设计与仿真J.船舶科学技术,2014,36(12):78-81.（上接第（上接第 3 3 页）页）2）产业发展。在现有专业基础上，完善变频驱动专业发展，通过自主研发和OEM等模式，尽快形成国内变频驱动装置典型产品。3）体系建立。尽快建立船舶设备电力驱动化技术体系，形成国内标准和设计规范，构建产品序列，为实现全面的智慧电力驱动化打好基础。参考文献：参考文献：1 叶昊,郑唐文,戴菁.“长鲸 7”号全电力驱动耙吸挖泥船的开发设计J.船舶工程,2021,43(2):36-41.2 郑安宾,许汪歆,梁金雄,等.吊舱式电力推进应用及发展J.机电设备,2022,39(5):4-8.3 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