板翅式換熱器正交接管封頭極限載荷試驗(yàn)研究

鄒先平，湯雁翔，黃德香（珠海格力電器股份有限公司，廣東珠海 519070）

?

板翅式換熱器正交接管封頭極限載荷試驗(yàn)研究

鄒先平，湯雁翔，黃德香
（珠海格力電器股份有限公司，廣東珠海 519070）

摘 要：采用電測(cè)法及有限元法對(duì)內(nèi)壓作用下的正交接管封頭進(jìn)行了研究，比較了兩種方法下的封頭筒體彈性應(yīng)力分布線(xiàn)和極限載荷值。結(jié)果表明，試驗(yàn)所測(cè)和有限元計(jì)算所得的彈性應(yīng)力分布線(xiàn)變化規(guī)律一致，基于兩倍彈性斜率準(zhǔn)則和雙切線(xiàn)準(zhǔn)則所確定的極限載荷試驗(yàn)結(jié)果和有限元計(jì)算結(jié)果較接近，再次驗(yàn)證了采用有限元塑性極限分析進(jìn)行壓力容器強(qiáng)度設(shè)計(jì)的可行性。

關(guān)鍵詞：封頭；極限載荷；有限元分析；試驗(yàn)研究

0　引言

板翅式換熱器結(jié)構(gòu)傳熱效率高，廣泛應(yīng)用于各個(gè)領(lǐng)域［1］，其封頭及接管部件作為工作介質(zhì)流入和流出換熱器芯體的必要通道，結(jié)構(gòu)多變，受載復(fù)雜，因此，封頭強(qiáng)度設(shè)計(jì)是板翅式換熱器開(kāi)發(fā)中待解決的一項(xiàng)關(guān)鍵技術(shù)，提出一種精確可靠的設(shè)計(jì)計(jì)算方法更是十分必要。

朱平等［2－3］針對(duì)板翅式換熱器封頭強(qiáng)度作了相關(guān)的有限元分析工作；文獻(xiàn)［4－5］利用兩倍彈性斜率準(zhǔn)則［6］、比率塑性功曲率準(zhǔn)則［7］對(duì)封頭結(jié)構(gòu)進(jìn)行了極限載荷和塑性載荷的研究，并利用彈性應(yīng)力分類(lèi)法進(jìn)行了強(qiáng)度校核［8］，但板翅式換熱器封頭的極限載荷試驗(yàn)研究暫未見(jiàn)報(bào)道。

為了探究換熱器封頭有限元建模及分析設(shè)計(jì)方法的準(zhǔn)確性，本文進(jìn)行了內(nèi)壓載荷作用下封頭極限載荷的試驗(yàn)研究和有限元分析，通過(guò)對(duì)比兩者的彈性應(yīng)力分布及危險(xiǎn)節(jié)點(diǎn)所確定的極限載荷值，論證封頭有限元建模及計(jì)算方法的可靠性。

1　試驗(yàn)封頭設(shè)計(jì)與制造

1.1 試驗(yàn)封頭的結(jié)構(gòu)參數(shù)

試驗(yàn)封頭采用參數(shù)化建模，在建模過(guò)程中將幾何模型分割為接管區(qū)、封頭筒體區(qū)及兩者的相貫區(qū)，以便于有限元軟件對(duì)其進(jìn)行映射網(wǎng)格劃分，其三維透視圖如圖1所示。封頭模型的幾何參數(shù)有6個(gè)：筒體外徑D、接管外徑d、筒體壁厚T、接管壁厚t、筒體長(zhǎng)度L、接管高度H。試驗(yàn)封頭的尺寸參數(shù)如表1所示。

圖1　封頭參數(shù)化模型

表1　板翅式換熱器封頭設(shè)計(jì)參數(shù)

1.2 材料性能

試驗(yàn)封頭采用5052－0（GB/T 6893—2000）鋁合金材料，通過(guò)MST萬(wàn)能試驗(yàn)機(jī)進(jìn)行材料拉伸試驗(yàn)，獲得的材料力學(xué)性能見(jiàn)表2。

表2　鋁合金材料性能參數(shù)

1.3 試驗(yàn)封頭的制造

試驗(yàn)封頭委托四川某公司制造，為了實(shí)現(xiàn)密封且不影響試驗(yàn)封頭的承載性能，在接管上端面焊接直徑200 mm、厚度30 mm的悶蓋；在封頭筒體下端面焊接一塊1600 mm×520 mm（長(zhǎng)×寬）、厚度30 mm的悶板，悶板與悶蓋材料為5083－H112。封頭制作完成后，需要按所購(gòu)買(mǎi)的手動(dòng)試壓泵和壓力表的安裝螺紋，在悶板及悶蓋上配做精度較高的螺紋孔，保證氣密性。試驗(yàn)裝置結(jié)構(gòu)如圖2所示。

圖2　試驗(yàn)裝置安裝簡(jiǎn)圖

2　試驗(yàn)研究

水壓試驗(yàn)采用電阻應(yīng)變測(cè)量法。本試驗(yàn)所采用的應(yīng)變片為BX120－3BA型和BX120－3CA型電阻應(yīng)變片，阻值為119.9±0.2 Ω，靈敏度系數(shù)為2.08±1%。為了測(cè)試封頭的彈性應(yīng)力分布情況，在接管與封頭的對(duì)稱(chēng)面及相貫線(xiàn)處分別進(jìn)行布線(xiàn)；其中，因相貫區(qū)受力情況較復(fù)雜，二向應(yīng)力且主應(yīng)力方向均未知，靠近相貫線(xiàn)的區(qū)域全部布置BX120－3CA型三花應(yīng)變片；對(duì)于遠(yuǎn)離相貫線(xiàn)的區(qū)域，因已知其主應(yīng)力方向?yàn)橹芟蚝洼S向，故采用BX120－3BA型直角應(yīng)變片，布片方案如圖3所示。封頭筒體上所貼的應(yīng)變片標(biāo)號(hào)使用H開(kāi)頭，H1～H3為三向應(yīng)變花；H4～H8為直角應(yīng)變花；H14～H19為三向應(yīng)變花；接管上所貼應(yīng)變片采用標(biāo)號(hào)使用N開(kāi)頭，N9～N12皆為三向應(yīng)變花；應(yīng)變片的布片位置如圖3所示。

圖3　封頭模型的布片方案

液壓加載設(shè)備采用浙江某廠(chǎng)生產(chǎn)的SY－6.3型手動(dòng)試壓泵，流量為32 L/h，額定壓力為6.3 MPa，試驗(yàn)泵自帶量程為10.0 MPa的壓力表一塊；另外再配備額定壓力為6.0 MPa的壓力表一塊，加載載荷值采用雙壓力表校準(zhǔn)示數(shù)。

測(cè)試采用3臺(tái)揚(yáng)州某公司生產(chǎn)的16通道TS3862靜態(tài)電阻應(yīng)變儀進(jìn)行數(shù)據(jù)采集，將所有測(cè)量導(dǎo)線(xiàn)末端以1/4橋接線(xiàn)方式接入應(yīng)變儀，試驗(yàn)前需先開(kāi)機(jī)20 min，加載前需進(jìn)行相關(guān)參數(shù)的設(shè)置和調(diào)零處理。測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)圖如圖4所示。

圖4　試驗(yàn)測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)

3　有限元分析

封頭模型采用ANSYS單元庫(kù)提供的四節(jié)點(diǎn)Shell 181殼單元，在試驗(yàn)封頭相貫區(qū)取較小的單元尺寸進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)分，以確保危險(xiǎn)區(qū)域具有足夠計(jì)算精度，經(jīng)過(guò)一組細(xì)分網(wǎng)格單元尺寸能量百分比誤差分析比較，最終確定接管區(qū)及相貫區(qū)單元尺寸為4 mm，筒體區(qū)網(wǎng)格單元尺寸為15 mm，對(duì)應(yīng)的能量百分比誤差為2.43%，小于10%。網(wǎng)格細(xì)分模型如圖5所示。

圖5　試驗(yàn)封頭有限元網(wǎng)格細(xì)分模型

接管和封頭內(nèi)壁施加內(nèi)壓p，封頭底部施加固定約束，接管頂端圓周線(xiàn)上施加等效的面壓力：

式中 p——內(nèi)壓載荷，MPa

d——接管直徑，mm

t——接管厚度，mm

4　試驗(yàn)與有限元分析結(jié)果

4.1 彈性應(yīng)力分布

根據(jù)圖3所示，由于接管上只有2個(gè)應(yīng)變測(cè)量點(diǎn)，無(wú)法與有限元數(shù)據(jù)進(jìn)行詳細(xì)比較，所以在此只比較封頭筒身區(qū)的彈性應(yīng)力分布情況；遠(yuǎn)離相貫區(qū)的封頭筒身區(qū)上布有H1～H8八個(gè)應(yīng)變測(cè)量點(diǎn)，根據(jù)文獻(xiàn)［9］中對(duì)于復(fù)雜應(yīng)變測(cè)試數(shù)據(jù)的處理方法計(jì)算各節(jié)點(diǎn)應(yīng)力。1.70 MPa水壓作用下，根據(jù)試驗(yàn)測(cè)點(diǎn)數(shù)據(jù)和有限元計(jì)算所得的應(yīng)力分布圖所繪制的封頭模型彈性應(yīng)力分布如圖6所示。

圖6　封頭筒身彈性應(yīng)力分布

如圖6所示，接管半徑為100 mm，從距離接管外壁10 mm的H1測(cè)點(diǎn)開(kāi)始，實(shí)測(cè)應(yīng)力數(shù)據(jù)變化趨勢(shì)與有限元計(jì)算所得結(jié)果一致，危險(xiǎn)節(jié)點(diǎn)的極限載荷值非常接近；封頭筒體在距離中心軸距［d/2，d］之間時(shí)應(yīng)力幅值下降較快，隨后應(yīng)力幅值逐漸趨于平穩(wěn)，有限元計(jì)算結(jié)果略大于實(shí)測(cè)應(yīng)變數(shù)據(jù)計(jì)算的應(yīng)力結(jié)果，這是由于在實(shí)際逐步加載過(guò)程中受到材料應(yīng)變硬化效應(yīng)和幾何強(qiáng)化的影響。

4.2 極限載荷分析

ANSYS后處理取與試驗(yàn)中貼片位置相同的節(jié)點(diǎn)確定容器的極限載荷，其確定方法采用兩倍彈性斜率法和雙切線(xiàn)法。兩倍彈性斜率準(zhǔn)則是ASME鍋爐及壓力容器規(guī)范第Ⅲ篇和第Ⅷ篇1975～1986年各版本所采用的近代準(zhǔn)則，兩倍彈性斜率準(zhǔn)則極限載荷PLψ定義為載荷—應(yīng)變曲線(xiàn)與兩倍彈性斜率線(xiàn)之交點(diǎn)所對(duì)應(yīng)的載荷值；雙切線(xiàn)準(zhǔn)則［10］極限載荷PLT定義為載荷—應(yīng)變曲線(xiàn)上彈性段切線(xiàn)與塑性段切線(xiàn)之交點(diǎn)所對(duì)應(yīng)的載荷值。

根據(jù)實(shí)測(cè)及有限元分析結(jié)果繪制危險(xiǎn)節(jié)點(diǎn)（H1，H14，N9，N11）的壓力—應(yīng)變曲線(xiàn)，4個(gè)節(jié)點(diǎn)的具體位置如圖3中所示，并依據(jù)上述兩種塑性準(zhǔn)則確定危險(xiǎn)節(jié)點(diǎn)處的極限載荷值，H1節(jié)點(diǎn)對(duì)應(yīng)的載荷—應(yīng)變曲線(xiàn)及所確定的極限載荷值如圖7所示，其他3個(gè)節(jié)點(diǎn)的載荷—應(yīng)變曲線(xiàn)不在此一一羅列。

圖7　測(cè)點(diǎn)H1的載荷—應(yīng)變曲線(xiàn)

表3列出了有限元分析及試驗(yàn)研究所得模型危險(xiǎn)區(qū)域（即封頭相貫區(qū)）的極限載荷，并加以比較。由表3可以看出，切線(xiàn)交點(diǎn)準(zhǔn)則所得極限載荷PLT大于兩倍彈性準(zhǔn)則值PLψ，兩倍彈性準(zhǔn)則相對(duì)保守；試驗(yàn)研究所得極限載荷平均值均小于有限元分析均值，兩者的均值相對(duì)差范圍在0.04～0.20之間，比較接近。最終由試驗(yàn)研究確定的極限載荷受限于H1點(diǎn)的1.41 MPa，有限元分析確定的極限載荷受限于N9點(diǎn)的1.46 MPa，兩者的相對(duì)誤差為3.42%，較接近。

表3　極限載荷的比較

圖8示出換熱器封頭在極限內(nèi)壓載荷1.46 MPa下的等效應(yīng)力云圖，封頭與正交接管的相貫區(qū)已出現(xiàn)大量塑性區(qū)域，如繼續(xù)加壓，將會(huì)造成結(jié)構(gòu)的整體塑性塌陷，發(fā)生危險(xiǎn)。

圖8　封頭等效應(yīng)力云圖

5　結(jié)語(yǔ)

本文完成了試驗(yàn)封頭的設(shè)計(jì)制造及應(yīng)力測(cè)試系統(tǒng)的搭建工作，采用電測(cè)法測(cè)試了漸增內(nèi)壓載荷作用下多個(gè)測(cè)點(diǎn)的應(yīng)變數(shù)據(jù)；基于兩倍彈性斜率準(zhǔn)則和雙切線(xiàn)準(zhǔn)則，對(duì)試驗(yàn)封頭模型進(jìn)行了有限元分析，確定了封頭的極限載荷。

（1）切線(xiàn)交點(diǎn)準(zhǔn)則所確定的極限載荷要大于兩倍彈性準(zhǔn)則值，兩倍彈性準(zhǔn)則相對(duì)保守；

（2）封頭筒體應(yīng)力分布規(guī)律為：在距離中心軸距［d/2，d］之間的區(qū)域應(yīng)力幅值下降較快，隨后逐漸趨于平穩(wěn)；

（3）通過(guò)對(duì)比實(shí)測(cè)與有限元分析結(jié)果的一致性，驗(yàn)證了換熱器封頭有限元建模及計(jì)算方法的可靠性，為封頭結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與制造提供了有益參考。

參考文獻(xiàn)：

［1］ 趙展，金蘇敏.基于管排組合的分離式熱管換熱器的數(shù)值模擬［J］.流體機(jī)械，2011，39（7）：83－86.

［2］ 朱平，駱劍峰.板翅式換熱器在空分設(shè)備中應(yīng)用［J］.杭氧科技，2008（4）：1－5.

［3］ 周幗彥，凌祥，涂善東.板翅式換熱器封頭強(qiáng)度的有限元分析［J］.化工機(jī)械，2003，30（3）：147－151.

［4］ 王偉，鄒先平.板翅式換熱器正交接管封頭塑性壓力研究［J］.壓力容器，2012，29（6）：29－33.

［5］ Wang W，Zou X P，Yao L G.A simplified strength chec-king approach for a header-nozzle intersection under combined piping loads［J］.ASME Journal of Pressure Vessel Technology，2013，135（1）：1－8.

［6］ ASME.Alternative rules-rules for construction of pres-sure vessels＆pressure vessel code，VIII－2［S］.New York：American Society of Mechanical Engineers，2007.

［7］ Camilleri D，Mackenzie D，Hamiton R.Evaluating plas-tic loads in torispherical heads using a new criterion of collapse［J］.ASME Journal of Pressure Vessel Tech-nology，2008，130（1）：11－18.

［8］ 王偉，鄒先平.基于能量準(zhǔn)則的板翅式換熱器封頭塑性載荷研究［J］.工程力學(xué)，2013，30（5）：329－334.

［9］ 張紅星.復(fù)雜應(yīng)力狀態(tài)下應(yīng)變測(cè)量和數(shù)據(jù)處理方法探析［J］.中國(guó)測(cè)量技術(shù)，2006，32（2）：52－55.

［10］ 桑芝富，薛麗萍，林楊杰.大開(kāi)孔內(nèi)壓容器塑性極限載荷的有限元分析［J］.南京化工大學(xué)學(xué)報(bào)，1999，21（5）：14－21.

修稿日期：2015－09－22

設(shè) 計(jì) 計(jì) 算

Experimental Study on Limit Pressure of the Plate-Fin Heat Exchanger Header with Radial Nozzle

ZOU Xian－ping，TANG Yan－xiang，HUANG De－xiang
（Gree Electric Appliances，Inc.of Zhuhai，Zhuhai 519070，China）

Abstract：Experimental study was made on the header with radial nozzles under internal pressure by means of the resistance strain gauge and finite element analysis（FEA），and then comparison was made to elastic stress distribution curves and limit loads figured out by these two methods.The comparison reveals that elastic stress distribution rules by means of the resistances strain gauge is similar with the FEA re-sult，and their limit loads are close to each other as per two elastic slope（TES）criterion and bi-tangent criterion.This experimental study approves that FEA plastic limit analysis is an effective approach for pressure vessel strength design.

Key words：header；limit load；finite element analysis；experimental study

作者簡(jiǎn)介：鄒先平（1986－），男，主要從事結(jié)構(gòu)領(lǐng)域CAE分析工作，

通信地址：519070廣東省珠海市香洲區(qū)前山金雞西路789號(hào)珠海格力電器股份有限公司，E－mail：zouxianping201＠163.com。

收稿日期：2015－04－22

基金項(xiàng)目：福建省自然科學(xué)基金項(xiàng)目（2011J01298）

doi：10.3969/j.issn.1001－4837.2015.10.007

文章編號(hào)：1001－4837（2015）10－0043－05

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

中圖分類(lèi)號(hào)：TH49；TQ051.5