氣相換熱器殼程振動特性分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

中圖分類號：S237 文獻標(biāo)志碼：A 文章編號：2095-5553（2025）08-0265-08

Abstract：Inviewofthe problems such aspoor stabilitycaused byshellsidevibration during theoperationof shell and tubeheatexchangers，thevibrationcharacteristicsof shellsideareanalyzed，andthestructureof theequipmentis optimized with the goal of improving theloworder natural frequency.ANSYSWorkbench was used toconduct vibration dynamic analysisand structural optimizationof the working state of the shellsideof the heat exchanger.The first6 modal vibrationmodesandnaturalfrequenciesoftheshellsideoftheheatexchangerweredeterminedbymodalanalysis，andthe acceleration curves of 5 vibration measurement points were verified bybench test，soas to determine the frequencyrange prone toresonance.The vibration mechanicsmodel is established，theaccuracyof the simulation model is verifiedby JM1811wirelessgateway，andtheoptimizationschemeofthestructureof the machineis proposed.Theresults showthat therelative error between the simulation results and the actual vibration test data is 6.16% .The shell partofthe heat exchangeris themainreasonfortheseverevibrationof themachine，andtheoverallvibrationamplitudeishigherthan that under no-load condition. The measured vibration frequency is 72Hz ，which is close to the second natural frequency range of the machine.Orthogonal test was used to optimize the mechanism，and the optimal parameter combination was obtained as follows：the shell path thickness was 10mm ，the shell path diameter was 630mm ，and the installation distance of the damper was 1700mm .After optimization，the first two natural frequencies of the tool are increased to 47.60Hz and （204號 82.13Hz .The vibration test results show that the vibration amplitude of the shelldevice （measuring point 3） is decreased by 18.5% under no-loadcondition，thevibrationamplitudeof thejointof the twodevices（measuring point 5）isdecreased by 14.0% ，and the vibration amplitude of the shell device （measuring point 3） is decreased by 15.1% under loading condition.Theresearchresultscanprovideatheoreticalbasis forthe studyof shel-sidevibrationreductionmeasuresof shell and tube heat exchangers.

Keywords：shel-and-tube heat exchanger；modal analysis；structure optimization；vibration characteristics

0 引言

殼管式換熱器是一種易于制造、設(shè)計簡單、價格合理的換熱設(shè)備，被廣泛應(yīng)用于石油化工、化工和煉油行業(yè)。對于那些必須連續(xù)運行的設(shè)備來說，設(shè)備可靠性至關(guān)重要。當(dāng)設(shè)備發(fā)生損壞時，可能會導(dǎo)致工藝指標(biāo)不佳，效率下降，甚至產(chǎn)生更嚴(yán)重的后果，如死亡、財產(chǎn)損失、環(huán)境惡化和設(shè)備故障。據(jù)不完全數(shù)據(jù)表明，振動損傷約占換熱器損傷的 30%^[1] 。因此，振動分析在管殼式換熱器的設(shè)計階段是必不可少的。由于各種設(shè)備尺寸的擴大以及對管殼式熱交換器要求的相應(yīng)不斷增加，振動分析變得越來越復(fù)雜。

殼體振動的復(fù)雜性，導(dǎo)致在不同的假設(shè)下形成了諸多殼體理論[2]。研究人員使用Galerkin技術(shù)研究了圓柱形殼體的自由振動特性[3-5]，同時微分求積法也常用于圓柱殼的自由振動研究[6-9]?；谧杂烧駝拥乃枷耄瑘A柱殼在不同激勵下的動力響應(yīng)分析也不斷得到加強。馬旭等[10使用簡單的圓柱形外殼，將其放置在外部靜水壓力下，采用模態(tài)疊加法研究殼體在集中諧波激勵下的穩(wěn)態(tài)動力響應(yīng)和在擴散沖擊激勵下的瞬態(tài)動力響應(yīng)。Ji等[1]發(fā)現(xiàn)管程流體對整體機構(gòu)的振動影響很小。為了模擬管殼式換熱器， w_u 等[12]對螺旋管換熱器整體性能的研究表明，在換熱器殼程的流體域中存在大量渦流，增加了換熱器的湍流特性，提高了換熱效率。楊永寶[13]、龐福振[14]等考慮具有彈性邊界的圓柱殼為對象，分別采用區(qū)域能量分解法和模態(tài)疊加法檢查殼體對強諧波刺激的穩(wěn)態(tài)反應(yīng)。最近幾年，學(xué)術(shù)界對復(fù)雜激勵（隨機激勵[15]、分布駐波激勵[16]）下的圓柱殼動力響應(yīng)分析的關(guān)注逐漸增大。

綜上所述，管殼式換熱器的研究多數(shù)集中于折流板和管束的振動對性能影響的分析，而殼程旋轉(zhuǎn)振動分析仍處于發(fā)展階段。因此，本研究以旋轉(zhuǎn)管殼式換熱器為對象，依據(jù)模態(tài)分析和振動力學(xué)理論，開展多源激勵與振動研究。利用振動傳感器檢測技術(shù)，結(jié)合試驗優(yōu)化分析和有限元分析，獲取換熱器最佳結(jié)構(gòu)尺寸，以避免出現(xiàn)共振，導(dǎo)致?lián)Q熱效率低，為氣相旋轉(zhuǎn)管殼式換熱器殼程的結(jié)構(gòu)設(shè)計和動態(tài)性能優(yōu)化提供理論支持。

1換熱器整機結(jié)構(gòu)及振動原因分析

管殼式換熱器主要包括空氣進出口、煙氣進出口、氣流分配室、旋轉(zhuǎn)殼程以及電機。其工作時，冷空氣由空氣人口進入，熱煙氣由煙氣入口進入，整機采用逆流式換熱，由于內(nèi)部空氣存在溫差，進而形成換熱。管殼式換熱器基本構(gòu)造如圖1所示。

圖1管殼式換熱器整機三維模型

Fig.1 Three-dimensional model of shell-and-tube heatexchanger1.密封軸套2.空氣出口3.氣流分配室4.煙氣進口5.環(huán)型阻尼器6.電機7.殼程8.螺旋折流板9.氣流分配室10.煙氣出口11.空氣入口12.底座

在實際應(yīng)用中，振動的原因相對復(fù)雜，其中首要原因就是共振。如果換熱器的固有頻率過于接近其主激勵源的激勵頻率，則會產(chǎn)生整體機械共振。其次整體機械尺寸偏大且氣流分配室與殼程部分采用內(nèi)嵌方式連接，在加工時考慮實際安裝需要，殼程直徑略大于氣流分配室直徑，導(dǎo)致機械在使用過程中易發(fā)生振動，影響機械的使用壽命。其主要技術(shù)參數(shù)如表1所示。

表1主要技術(shù)參數(shù)Tab.1 Main technical parameters

2 殼程模態(tài)分析

2.1 結(jié)構(gòu)簡化與網(wǎng)格劃分

所研究的換熱器屬于氣相旋轉(zhuǎn)的管殼式換熱器，有限元分析難點是基于實際結(jié)構(gòu)的相對復(fù)雜性和模型的復(fù)雜性。因此，在整個三維建模過程中，對整體結(jié)構(gòu)性能影響最小的特征通常被忽略。為保證有限元分析的結(jié)果不會受到減少的三維模型的顯著影響，不能改變主要部件和零件尺寸。本文忽略了內(nèi)部結(jié)構(gòu)對振動特性的影響，只考察殼程與環(huán)型阻尼器之間的振動相互作用。所以簡化后的換熱器主要包括空氣進出口、氣流分配室、旋轉(zhuǎn)殼程以及環(huán)型阻尼器。其中，結(jié)構(gòu)材料為結(jié)構(gòu)鋼，材料類型及特性參數(shù)如表2所示。由于殼程在運行過程中和環(huán)型阻尼器直接連接，因此在ANSYS中建立殼程和環(huán)型阻尼器具有一定的挑戰(zhàn)性。在本文中，使用SolidWorks軟件創(chuàng)建1：1模型，并將導(dǎo)出的STEP文件加載到ANSYS中，用單位尺寸為 20mm 的四面體網(wǎng)格劃分整體機構(gòu)，將網(wǎng)格劃分為114193個單元和231967個節(jié)點，如圖2所示。

表2殼程材料類型及特性參數(shù)Tab.2Tellpathmaterialtypeandcharacteristicparameters

圖2機具簡化模型與網(wǎng)格剖分

Fig.2 Simplified model of machine tool and meshing1.空氣出口2.氣流分配室3.煙氣入口4.殼程5.環(huán)型阻尼器6.氣流分配室7.煙氣出口8.空氣入口

2.2殼程模態(tài)約束分析

模態(tài)分析常用于研究機械動態(tài)特性，模態(tài)是指機械的固有特性[17]。機架采用約束模態(tài)分析，對位于殼體下方的4個環(huán)型阻尼器進行固定約束。低階頻率對機架振動特性影響較大，高頻振動遠離機具低階固有頻率，對零部件造成的破壞要小于低頻振動[18]，其中，在前6個模態(tài)中，含有整體機構(gòu) 90% 的結(jié)構(gòu)能量。在考慮了包括計算精度和求解時間在內(nèi)的參數(shù)后，確定換熱器的前6階固有頻率和模態(tài)振型。利用ANSYS求解得到管殼式換熱器的模態(tài)振型及其前6階固有頻率通過LanczosMethod算法求解出機架的前6階固有頻率和振型云圖，如圖3所示。振型特征及最大振幅如表3所示。

圖3前6階模態(tài)振型Fig.3First6 modes

表3前6階固有頻率及振型描述

Tab.3First 6 natural frequencies and maximum deformation

通過模態(tài)分析，第 1～6 階的固有頻率為 35.74Hz 75.51 Hz 、88.97 Hz、115.88 Hz、146.63 Hz、154.16Hz 。其中在第1階達到一次峰值，第3、第5階振型圖中出現(xiàn)峰值變形，因此，殼體振動易在第1階、第3階和第5階的固有頻率上發(fā)生變形。另外，由于環(huán)型阻尼器直接接觸振動源，設(shè)計環(huán)型阻尼器時需要特別關(guān)注這3個階段的振動頻率變化。從振型圖看，整機結(jié)構(gòu)出現(xiàn)上下垂直振動，在殼程面產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形，在第1階和第5階，出現(xiàn)最大模態(tài)變形值，最大變形值分別為 4.56mm，3.23mm 。發(fā)生變形的位置大多發(fā)生在殼程及氣流分配室連接處。所以在設(shè)計時要考慮連接處的剛度、強度，減少振動產(chǎn)生。

3管殼式換熱器振動特性分析

3.1振動力學(xué)模型建立

為系統(tǒng)地研究機械的振動特性，建立機械的振動力學(xué)模擬模型。機架、殼程裝置、傳動系統(tǒng)、氣流分配室裝置是機械的4個基本部件。首先將其等效于1個數(shù)學(xué)模型，通過將每個部件離散成1個與之相同的剛體來創(chuàng)建機器振動的機械模型，該剛體具有固定的質(zhì)量，并通過彈簧連接（忽略質(zhì)量和阻尼）。內(nèi)部和外部激勵通常影響機器、單獨部件的可靠性。此外，由于機架擺放位置不平，機器在幾乎垂直于地面的方向上移動。因此，研究機器的垂直振動是必要的。根據(jù)其裝配位置，通過分配獨立坐標(biāo)來簡化數(shù)學(xué)模型中的每個組件。機具4自由度振動力學(xué)模型如圖4所示。

圖4氣相換熱器的振動力學(xué)模型

應(yīng)用牛頓第二定律對機械振動模型進行力分析[19]，各部件的振動微分方程如式（1）所示。

式中： m_f 一 機架質(zhì)量， kg m_： 1 殼程裝置質(zhì)量， kg ：m₁ 1 傳動系統(tǒng)質(zhì)量， kg 1m_g 氣流分配室質(zhì)量， kg ：k_f 機架連接剛度， N/m k_s 1 -殼程裝置連接剛度， N/m ：k_t 傳動系統(tǒng)連接剛度， N/m k_g -氣流分配室剛度， N/m x_f 機架的位移，m;x_s 殼程裝置的位移，m；x_t. 傳動系統(tǒng)的位移，m；x_g 氣流分配室的位移，m； -路面的激振力，N；F_s 殼程的激振力，N；F_t 一 傳動系統(tǒng)的激振力，N；F_g —氣流分配室的激振力，N;（x_f） \"機架加速度， m/s² ：

（x_s）^′′ 一殼程裝置加速度， m/s² （x_t） \"—傳動系統(tǒng)加速度， m/s² （x_g）^′′ —氣流分配室加速度， m/s² ：

3.2不同工況下振動測試

3.2.1 試驗設(shè)備

振動測試設(shè)備選用JM5824型加速度觀測儀、JM1811型無線網(wǎng)關(guān)。加速度觀測儀主要技術(shù)規(guī)格如表4所示。振動信號將被加速度觀測儀檢測，并通過無線網(wǎng)關(guān)接收，顯示在連接的計算機上進行數(shù)據(jù)收集和保存，在計算機上安裝Jmtest動態(tài)信號測試分析軟件，加速度觀測儀可以記錄振動加速度 X，Y 和 Z 三個方向的時程信號。

表4JM5842加速度觀測儀主要技術(shù)規(guī)格Tab.4 Main technical specifications of JM5842 accelerometer

風(fēng)機為低噪聲離心式鼓風(fēng)機（型號為 DF-1.6- 1），其主要參數(shù)如表5所示。其中，進出口冷、熱風(fēng)速由風(fēng)速傳感器進行測量，其型號為 AV104X-3-10- 10-X-10-4 ，量程為 0～10m/s ，輸出電流為 4～ 20mA ，精度為 3%FS ，工作溫度為 0°C～200°C ，最小可測風(fēng)速為 0.4m/s 。換熱器外殼旋轉(zhuǎn)提供動力的電機為 YS90S-4 型三相異步電機，功率為 1.1kW 。

表5低噪聲離心式鼓風(fēng)機型號及參數(shù)Tab.5 Models and parameters of low-noise centrifugal blower

3.2.2 試驗方案與振動分析

由有限元模態(tài)分析結(jié)果可知，換熱器殼程、殼程與氣流分配室連接處產(chǎn)生振動位移較大，選擇其為測試點（測點1、測點3、測點4）；由機械振動方程表明，外部刺激對殼體側(cè)的振動也有一定的影響，故選擇氣流分配室作為測試點（測點2、測點5），其測點分布如圖5所示。

圖5測點分布及試驗臺搭建 Fig.5 Distribution of measuring points and construction of test bench

根據(jù)前期臺架測試[20]，試驗方案設(shè)置2種典型工況，工況1：空載狀態(tài)下，所有工作部件正常運行，調(diào)整殼程轉(zhuǎn)速為 25r/min ，得出各測點加速度大??；工況2：運載狀態(tài)下，所有工作部件正常運行，殼程轉(zhuǎn)速為25r/min ，空氣入口風(fēng)速由鼓風(fēng)機提供，速度為 5m/s 煙氣入口煙氣由電加熱裝置提供，速度為 5m/s ，溫度為100^°C ，得出各測點加速度大小。

利用共振頻率差評價管殼式換熱器有限元模型的精度[21]如表6所示。

表6試驗?zāi)B(tài)與仿真模態(tài)的模態(tài)分析差 Tab.6Modalanalysisdifferencebetweentest mode and simulation mode

考慮到前6階模態(tài)的共振頻率差小于 10% ，證明所建立的管殼式換熱器參數(shù)化有限元模型具有較好的適用性。

采用隨機振動的振動加速度均方根表示時域信號振動加速度均方根[22]。按式（2）計算兩種工況下 X 、Y，Z 方向的有效值 R_MS 。

式中： x_k² 一振動信號；n 一采樣次數(shù)。

由圖6可知，在運載狀態(tài)下，殼程的振動幅值比空載情況下大。兩種工況下，最大的振動強度出現(xiàn)在測點3的 X 軸方向上，可能是由于殼體側(cè)裝置在運轉(zhuǎn)過程中慣性力不均勻引起的。該狀態(tài)下，測點3、測點5的振動幅值較大。其中，在 X，Y 軸方向下，測點3的振動幅值最大，分別為 4.5m/s² 和 5.8m/s² 1在 Z 軸方向下，測點5的振動幅值最大，為 5.0m/s² 由此判斷，管殼式換熱器在運轉(zhuǎn)過程中，殼程、氣流分配室在進行連續(xù)的換熱作業(yè)時會增加機具的振動強度，降低機具使用壽命和換熱效率，說明換熱器殼程裝置和氣流分配室是產(chǎn)生機械振動的主要原因。

為檢驗各測量位置的振動強度，通過振幅分析法來確定設(shè)備振動信號的振幅特性，對兩種工況進行FFT變換后得到相應(yīng)的頻譜信號。由圖7可知，在兩種工況下測點3振動主頻分別為 64Hz、72Hz ，且兩種工況下 X 方向振動幅值相差最大，為 2.89m/s² ，測點5的振動主頻分別以 64Hz、72Hz 為主，其中，空載狀態(tài)下 Z 方向振動幅值最大，為 7.15m/s² ；運載狀態(tài)下 Y 方向振動幅值最大，為 7.27m/s² ，且在測點3的 X 方向和 Z 方向、測點5的 Y 方向和 Z 方向振動強度較大，可能會導(dǎo)致殼程與氣流分配室連接處出現(xiàn)縫隙，導(dǎo)致振動幅值增大。根據(jù)模態(tài)分析結(jié)果，測點3、測點5的振動頻率出現(xiàn)在 64Hz 和 72Hz ，接近機具第2階固有頻率，易激發(fā)機具第2階振型，殼程上方振幅較大。為提高機器的工作質(zhì)量，防止產(chǎn)生局部共振，需要對其結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化。

圖6兩種工況下三軸加速度

Fig.6 Triaxial acceleration under two working conditions

3.3 機具結(jié)構(gòu)優(yōu)化

基于振動試驗和模態(tài)分析的結(jié)果，以殼程厚度A 、殼程直徑 B 、阻尼器安裝距離 c 為優(yōu)化對象，機具前兩階固有頻率為優(yōu)化目標(biāo)，得到試驗因素與水平表，如表7所示。

選用 設(shè)計試驗，試驗設(shè)計與結(jié)果如表8所示?？梢钥闯?，機具的前兩階固有頻率顯著上升，避開了第1階段固有頻率 35.74Hz 和第2階段固有頻率75.51Hz ，說明因素選擇合理。

表7優(yōu)化試驗因素與水平 Tab.7 Optimization test factors and levels

表8試驗方案與結(jié)果 Tab.8 Test planand results

由表8可知，第1階固有頻率受阻尼器安裝距離C 的影響最大，第2階固有頻率受殼程厚度 A 的影響最大。最佳參數(shù)組合為 A₃B₁C₃ ，即殼程厚度為10mm ，殼程直徑為 630mm ，阻尼器安裝距離為1700mm ，在該結(jié)構(gòu)下，機具前兩階固有頻率為47.60Hz 和 82.13Hz ，高于 37.94Hz 和 77.12Hz 防止共振現(xiàn)象的發(fā)生。

3.4優(yōu)化前后振動測試

在優(yōu)化后的試驗臺上進行振動驗證試驗，用整體振動量表示各測點在各工況下的振動強度[23]。用振動加速度的均方根來表示整個振動量，如式（3）所示。

式中： a_v —測點振動總量， m/s² ： a_x 中 ?X 方向測點振動幅值， m/s² ·a_y Y 方向測點振動幅值， m/s² a_z （2 ?Z 方向測點振動幅值， m/s² 。

利用式（3）計算各測點的總振動幅值，圖8為優(yōu)化 前后各測點在各種運行情況下的總振動。

由圖8可知，改進后的機器在各測點的振動幅值 有了明顯提高?？蛰d工況下，測點3振動幅值由 3.29m/s² 下降到 2.68m/s² ，降幅 18.5% ，測點5振 動幅值由 5.19m/s² 下降到 4.46m/s² ，降幅 14.0% ： 在運載工況下，測點3振動幅值由 5.38m/s² 下降到 4.58m/s² ，降幅 15.1% ，測點2振動幅值由 5.13m/s² 下降到 4.35m/s² ，降幅 15.2% 。綜上，振 幅下降明顯且振動傳遞也有明顯減弱。

4結(jié)論

1）創(chuàng)建管殼式換熱器的三維模型，利用ANSYSWorkbench對換熱器殼程結(jié)構(gòu)的5處關(guān)鍵點進行振動特性分析，使用模態(tài)分析確定換熱器的相關(guān)模態(tài)振型和前6階固有頻率，其固有頻率范圍為 35.74～ 154.16Hz ，通過臺架試驗驗證模型準(zhǔn)確性。

2）由臺架試驗獲得機具5處測試點的振動信號及幅值分布規(guī)律，表明殼程裝置是引起機具振動的主要激勵源，其中測點3、測點5振動幅值最為明顯，且在 64Hz 和 72Hz 時兩點振動幅度達到最大，接近機具第2階固有頻率，容易激發(fā)機具第2階振型，在使用過程中要盡量避免。

3）為提高換熱器使用壽命，避免共振產(chǎn)生，采用正交試驗優(yōu)化設(shè)備結(jié)構(gòu)，確定理想的參數(shù)組合：殼程厚度為 10mm ，殼程直徑為 630mm ，阻尼器安裝距離為 1700mm 。在該參數(shù)下機具的固有頻率高于優(yōu)化前機具固有頻率，經(jīng)驗證，空載工況下測點3和測點5振幅分別下降 18.5%.14.0% ，運載狀態(tài)下測點2和測點3振幅分別下降 15.2%.15.1% ，優(yōu)化效果明顯。

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