基于Abaqus空氣壓縮機(jī)中間冷卻器的熱場(chǎng)分析

江貴生，查長(zhǎng)禮，占生寶，繆忠輝

(1.安慶師范大學(xué)物理與電氣工程學(xué)院，安徽安慶246133；2.中國(guó)人民解放軍第四八一二工廠，安徽安慶246001)

空氣壓縮機(jī)是冶金、化工、艦船等領(lǐng)域的核心動(dòng)力設(shè)備，也是空壓機(jī)站的重要組成部分[1-2]，其工作特性與冷卻效果密切關(guān)系?？諝鈮嚎s機(jī)的冷卻方式主要有循環(huán)供水冷卻和直流供水冷卻兩種，其中循環(huán)供水冷卻應(yīng)用較為廣泛，為實(shí)現(xiàn)壓縮省功，該冷卻方式大多采用兩級(jí)壓縮，即在高低壓縮缸之間設(shè)有級(jí)間冷卻器。眾多學(xué)者針對(duì)空氣壓縮機(jī)的冷卻系統(tǒng)開(kāi)展研究，如劉小平等[3]從物理學(xué)角度分析了冷卻對(duì)空氣壓縮機(jī)特性的影響，并提出了改進(jìn)空氣壓縮機(jī)冷卻的措施；易金萍等[4]利用傳熱學(xué)的理論及方法，采取降低熱阻措施對(duì)冷卻效果及空氣壓縮機(jī)出力進(jìn)行了研究；王世勇[5]針對(duì)空氣壓縮機(jī)運(yùn)行中冷卻效果降低的問(wèn)題，提出了改進(jìn)方案；彭炳初[6]以壓縮機(jī)出口風(fēng)量及標(biāo)準(zhǔn)狀況為依據(jù)，提出了設(shè)計(jì)空氣壓縮機(jī)冷卻器的計(jì)算方法等?？諝鈮嚎s機(jī)冷卻系統(tǒng)受管殼壁溫差、應(yīng)力等因素的影響[7]，對(duì)其工作狀態(tài)下的熱場(chǎng)分布[8-9]進(jìn)行研究對(duì)提高冷卻器系統(tǒng)的使用壽命[10]、可靠性及熱交換能力有重要意義。此外，空氣壓縮機(jī)的控制方式對(duì)其工作能效亦有較大影響[11-12]。

目前對(duì)于空氣壓縮機(jī)的研究，主要體現(xiàn)在后期技術(shù)改造方面，少見(jiàn)在前端設(shè)計(jì)階段利用數(shù)值分析技術(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)以減少生產(chǎn)周期和降低制造成本的相關(guān)報(bào)道?；诖?，文中以某空氣壓縮機(jī)為研究對(duì)象，利用熱傳導(dǎo)與流體力學(xué)相關(guān)理論，結(jié)合該空氣壓縮機(jī)中間冷卻器的原始設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)其熱場(chǎng)進(jìn)行數(shù)值分析，為空氣壓縮機(jī)中間冷卻器工作能效、可靠性等前端虛擬設(shè)計(jì)提供一種有效的驗(yàn)證方法，同時(shí)為其后端實(shí)際生產(chǎn)制造提供可靠的技術(shù)參數(shù)。

1 流固耦合的多物理場(chǎng)數(shù)學(xué)模型

中間冷卻器的冷卻介質(zhì)流動(dòng)和傳熱過(guò)程主要包括流體湍流流動(dòng)過(guò)程、對(duì)流傳熱過(guò)程及熱傳導(dǎo)過(guò)程，故采用熱傳導(dǎo)與流體力學(xué)相關(guān)理論對(duì)其構(gòu)建數(shù)學(xué)模型。

連續(xù)方程為

式中：u為介質(zhì)的流動(dòng)速度；i=1,2,3；ρ為密度；t為時(shí)間。

動(dòng)量守恒方程為

式中：μ為動(dòng)力黏性系數(shù)；δij為Kronecker算子；i,j=1,2,3。

湍動(dòng)動(dòng)能k控制方程為

其中：k為流體湍流脈動(dòng)動(dòng)能；ηt為湍流黏性系數(shù)；ε為流體的湍動(dòng)耗散率；C1，C2，C3分別為與平均速度梯度有關(guān)的湍動(dòng)動(dòng)能系數(shù)、浮力有關(guān)的湍動(dòng)動(dòng)能系數(shù)和湍流膨脹耗散系數(shù)。

湍動(dòng)ε耗散率控制方程為

其中E1，E2和E3均為與湍流膨脹耗散率有關(guān)的系數(shù)。

根據(jù)能量守恒定律，流體的傳熱過(guò)程可表達(dá)為

式中：H為流體介質(zhì)的焓；p為壓力。

此外，假設(shè)冷卻器熱量傳遞過(guò)程為穩(wěn)態(tài)，其熱傳導(dǎo)過(guò)程可表示為

式中：k為傳熱系數(shù)；T為溫度。

由能量守恒知：在流固耦合接觸面處，換熱管內(nèi)部的壓縮空氣傳出的熱量應(yīng)等于換熱管吸收的熱量；冷卻水介質(zhì)吸收的熱量等于換熱管傳出的熱量；殼體吸收的熱量等于冷卻水介質(zhì)傳出的熱量。因此該流固邊接觸面上的熱傳邊界條件可表示為

式中：λ為固體導(dǎo)熱系數(shù)；β為對(duì)流換熱系數(shù)；S為導(dǎo)熱面積；Tg，Tl分別為固體、流體接觸面溫度。

文中采用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)方法計(jì)算某空氣壓縮器中間冷卻器殼體、折流板及換熱管的溫度分布，以此作為熱載荷分別對(duì)殼體、折流板及換熱管進(jìn)行熱應(yīng)力分析，得出三部位的應(yīng)變位移。

2 中間冷卻器仿真模型的構(gòu)建

2.1 仿真參數(shù)

中間冷卻器整體結(jié)構(gòu)如圖1。換熱管固定于管板上，相互間存在約束，由于熱變形的不同產(chǎn)生溫差熱應(yīng)力，進(jìn)而導(dǎo)致連接處破壞，影響冷卻器的工作效率；換熱管與殼體間也存在溫差，且兩者的熱膨脹系數(shù)存在差異，其間產(chǎn)生的熱應(yīng)力致使換熱管發(fā)生形變，并影響管內(nèi)冷卻介質(zhì)的流動(dòng)性能，進(jìn)而影響冷卻器的工作性能。因此，文中僅對(duì)受約束部件及傳熱較大的區(qū)域，即殼體、折流板及換熱管進(jìn)行溫度場(chǎng)分析，并對(duì)實(shí)物模型進(jìn)行合理簡(jiǎn)化。三部位幾何模型基本結(jié)構(gòu)參數(shù)：換熱管外徑14 mm，長(zhǎng)度1 500 mm，厚度1 mm；折流板半徑130.5 mm，厚度10 mm；殼體直徑273 mm，長(zhǎng)度1 520 mm，厚度6 mm。

以水為冷卻介質(zhì)對(duì)高溫壓縮氣體進(jìn)行冷卻，冷卻水和空氣的工藝設(shè)計(jì)參數(shù)如表1?？紤]溫度引起冷卻器約束及連接部分的熱力學(xué)性能存在差異，折流板和殼體分析模型材料均選用20號(hào)鋼，密度為7 840 kg/m3，熱膨脹系數(shù)為1.6×10-6℃，導(dǎo)熱系數(shù)為47.5 W/(m·℃)，彈性模量為210 GPa，泊松比為0.3；換熱管采用具良好導(dǎo)熱性和耐蝕性的紫銅，密度為8 890 kg/m3，熱膨脹系數(shù)為1.67×10-3℃,導(dǎo)熱系數(shù)為401 W/(m·℃)，彈性模量為108 GPa，泊松比為0.31。

表1 工藝設(shè)計(jì)參數(shù)Tab.1 Parameters of process design

2.2 建模

基于中間冷卻器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)及仿真分析效率等因素，在CERO三維建模軟件中對(duì)換熱管、折流板及殼體分析模型取1/2對(duì)稱方式進(jìn)行建模，并導(dǎo)入Abaqus有限元軟件待分析。殼體、折流板及換熱管幾何模型分別如圖2～4。

圖1 中間冷卻器結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Structure schematic diagram of intercooler

圖2 殼體幾何模型Fig.2 Geometric model of shell

圖3 折流板幾何模型Fig.3 Geometric model of baffles

圖4 換熱管幾何模型Fig.4 Geometric model of heat transfer tubes

3 仿真分析結(jié)果及討論

經(jīng)空氣壓縮機(jī)壓縮后的高溫氣體，經(jīng)進(jìn)氣口進(jìn)入中間冷卻器進(jìn)行熱交換。在高溫氣體的作用下中間冷卻器進(jìn)氣口部位形成高溫區(qū)，而位于進(jìn)氣口附近區(qū)域同時(shí)處于循環(huán)冷卻水的進(jìn)水口，該區(qū)域?yàn)榈蜏貐^(qū)，故進(jìn)氣口與進(jìn)氣口附近區(qū)域形成較大溫差，由此產(chǎn)生的溫差熱應(yīng)力高于中間冷卻器其他部位。取約1/3長(zhǎng)度范圍的冷卻器，其溫差、應(yīng)力變化較大區(qū)域中的殼體、折流板及換熱管進(jìn)行溫度和熱力學(xué)分析。殼體、折流板及換熱管的幾何模型基本結(jié)構(gòu)參數(shù)、材料及熱力學(xué)參數(shù)及工藝設(shè)計(jì)參數(shù)見(jiàn)2.1節(jié)。

當(dāng)流量為0.04 m3/s的180℃高溫壓縮氣體進(jìn)入中間冷卻器，殼體的應(yīng)變和溫度分布如圖5，6。分析圖5可知，在高溫壓縮氣體進(jìn)入冷卻器殼體入口處，存在大小為2.28的應(yīng)變位移變化量，且應(yīng)變位移量隨著冷卻水介質(zhì)的流向呈減小趨勢(shì)。由圖6可知：高溫壓縮氣體進(jìn)入冷卻器殼體，殼體溫度場(chǎng)分布在同一截面上較為均勻，這是由于殼體與冷卻水介質(zhì)充分接觸，致使溫度整體降低；高溫區(qū)分布在壓縮氣體入口，符合冷卻器的工作特點(diǎn)。

圖5 殼體應(yīng)變分布Fig.5 Strain distribution of shell

圖6 殼體溫度分布Fig.6 Temperature distribution of shell

折流板在冷卻器中可延長(zhǎng)冷卻水介質(zhì)與換熱管及殼體間的換熱時(shí)間，同時(shí)利于提高冷卻器的工作效率。取中間冷卻器約1/3長(zhǎng)度范圍內(nèi)的首塊下折流板為分析對(duì)象，根據(jù)殼體的應(yīng)變分析結(jié)果導(dǎo)出該位置應(yīng)變位移量和溫度作為折流板流固耦合分析的預(yù)定義場(chǎng)初始條件，折流板的應(yīng)變與溫度分布分別如圖7，8。分析圖7可知，在高溫壓縮氣體的入口處折流板兩側(cè)溫差及換熱管導(dǎo)熱產(chǎn)生了大小為1.53的應(yīng)變位移變化量，主要應(yīng)變位移量集中在流道的軸線部位。分析圖8可知，換熱管通過(guò)熱傳導(dǎo)方式將入口處180℃的高溫壓縮氣體傳遞至折流板安裝孔，孔中心最高溫度152℃，且呈現(xiàn)軸心位置較高邊緣部分較低的分布趨勢(shì)。

圖7 折流板應(yīng)變分布Fig.7 Strain distribution of baffles

圖8 折流板溫度分布Fig.8 Temperature distribution of baffles

換熱管在內(nèi)部高溫壓縮氣體和外部循環(huán)冷卻水耦合物理場(chǎng)的作用下分別產(chǎn)生如圖9，10所示的應(yīng)變和溫度分布。由圖9可知，在折流板和管板安裝部位，即圖中最右和最左側(cè)位置呈現(xiàn)大小為7.5和1.8的平均應(yīng)變位移差，在安裝和約束部位冷卻水介質(zhì)與其接觸不充分導(dǎo)致散熱條件變差，導(dǎo)熱效果下降，致使溫度梯度出現(xiàn)變化，從而導(dǎo)致產(chǎn)生較大應(yīng)變。由圖10可知：換熱管的溫度沿管道流向呈減小趨勢(shì)，但在安裝和約束部位的 溫度明顯高于與冷卻水接觸區(qū)域，其變化規(guī)律與圖9的應(yīng)變分布結(jié)果一致；高溫壓縮氣體出口處的溫度約為25℃。

綜上分析可知：對(duì)于殼體，其軸向溫度變化在進(jìn)氣口段最大，后續(xù)逐漸減小直至穩(wěn)定，而徑向溫度梯度較小，表明溫度分布接近軸對(duì)稱狀態(tài)；折流板沿軸向存在一定的溫度梯度，但不明顯，徑向存在一定的應(yīng)變位移量；換熱管各層之間也存在一定的溫度梯度，應(yīng)變位移存在于折流板接觸面附近。由此表明，由溫差導(dǎo)致的熱應(yīng)力受到部件之間的相互約束，且主要集中在軸向，其他方向相對(duì)較小。

圖9 換熱管應(yīng)變分布Fig.9 Strain distribution of heat transfer tubes

圖10 換熱管溫度分布Fig.10 Temperature distribution of heat transfer tubes

4 結(jié) 論

以某空氣壓縮機(jī)的中間冷卻器為研究對(duì)象，對(duì)其殼體、折流板及換熱管的實(shí)際結(jié)構(gòu)進(jìn)行合理簡(jiǎn)化，利用Abaqus商用有限元軟件構(gòu)建殼體、折流板及換熱管的仿真分析模型，模擬分析三部位的應(yīng)變與溫度分布，結(jié)果表明：

1)該空氣壓縮機(jī)中間冷卻器的殼體、折流板及換熱管均存在不同程度的應(yīng)變，且在安裝和約束部位尤為明顯，其中熱敏感較強(qiáng)的紫銅換熱管在高溫壓縮氣體入口處存在大小為7.5的應(yīng)變位移變化量；

2)三部位溫度分布在管道流向上均呈下降趨勢(shì)，且在與冷卻水介質(zhì)充分接觸區(qū)域較為明顯；

3)壓縮氣體出口處的溫度場(chǎng)分析結(jié)果符合冷卻器的工作特點(diǎn)，表明該空氣壓縮機(jī)中間冷卻器的材料及工藝參數(shù)設(shè)計(jì)較為合理。