車載換熱器的應力分析與評定

張冬梅

（煙臺汽車工程職業學院交通工程系）

換熱器是機械工程中不可或缺的設備，其換熱效率、加工成本和使用壽命對整個生產具有重要影響［1］。在車輛工程領域，普通的機車無需額外的換熱器，但是對于某些超大型工程車輛，它產生的熱載荷巨大，需增設特定的小型換熱器用于機動車換熱，該方法無需壓縮機驅動，節能效果顯著［2］，目前已被廣泛使用。

車載換熱器具有特定的換熱介質，可實現高效的能量交換。 在整體結構中，管板、封頭與筒體相連接的部分是承載的關鍵［3］。在此，筆者基于有限元方法，采用ANSYS/Workbench 對車載換熱器關鍵部件的壓力承載進行分析，研究極限載荷條件下的應力特性，通過應力分析與評定確保在極限的管程壓力和殼程壓力下車載換熱器均能夠保持良好的安全性能。

1 應力分析與評定方法

1.1 特點

分析設計方法是一種用于特種設備強度校核的技術手段［4］。對于車載換熱器而言，該方法可實現應力的細化，保證在不同工況載荷下設備均能夠避免失效。 與常規的強度計算相比，應力分析與評定具有以下特點：

a. 對于載荷和邊界條件的要求較低。分析設計方法適用于各種載荷，分析得出的結果可用于疲勞壽命的研究，計算結果準確可靠。

b. 提高局部結構分析的精度。分析設計方法可針對特定的局部結構定義路徑，這對于不連續結構的銜接性研究有著重要作用。

c. 更利于新產品的研發。 分析設計方法有利于結構創新設計， 而且對于資源的需求較少，可有效節約成本。

1.2 典型應力分類

車載換熱器在約束和載荷作用下將出現多種應力類型， 不同的應力所產生的失效程度不同。 針對應力產生的原因和作用效果可將典型應力分為以下3 種：

a. 一次應力。 對于內壓容器，一次應力產生的變形效果最顯著，也是決定失效的關鍵應力類型。 一次應力具有自響應特點，其值隨著外部載荷的變化而變化。 根據作用位置，一次應力又可細分為一次總體薄膜應力、一次彎曲薄膜應力及一次局部薄膜應力等。 一次總體薄膜應力既可能是法向應力，也可能是切向應力，當其值超過允許范圍時，會對壓力容器產生顯著破壞。 一次彎曲薄膜應力具有位置向異性，即內外表面的應力方向相反，主要發生在封頭端部等位置。

b. 二次應力。壓力容器外部結構的約束對內部結構產生的應力稱為二次應力， 相比一次應力，其破壞性更小。 二次應力主要出現在結構不連續的位置，可由溫差和壓差引起，易發生在筒體與封頭的連接處。

c. 峰值應力。 從根本上講，峰值應力屬于一次應力和二次應力的一個增量。 峰值應力主要源于熱載荷和局部結構不均衡，具有顯著的局部分布性。 峰值應力是導致壓力容器產生疲勞失效和脆性裂紋的重要因素。

2 管程與殼程的應力分析

2.1 模型建立

隨著有限元算法的廣泛應用和CAE 技術的快速發展，采用數值仿真方法進行壓力容器的分析設計得到了良好的效果［5］。在仿真分析時，需要對模型中的熱應力效應進行預處理，即熱機耦合分析［6］。 筆者采用三維軟件Pro/E 建立封頭、管板和換熱管相連接的1/4 模型， 通過軟件的無縫接口導入有限元軟件ANSYS/Workbench 中。模型導入后進行材料屬性的定義， 隨后進行網格劃分。ANSYS/Workbench 提供了多種網格劃分方法，可根據模型結構得出更為合理的網格類型和尺寸。根據模型的特點，采用自適應網格劃分方法［7］，調高網格相關度，并對局部網格進行二次優化。 模型的筒體和封頭部分采用六面體網格類型，管板和換熱管部分采用四面體網格類型，網格單元的總數量為82 336，節點總數量為153 280。

考慮到溫度對應力的影響，需要先求解模型的溫度場，然后將計算結果導入靜態結構分析模型中。 在材料屬性定義方面，也需要考慮材料隨溫度的非線性變化特點，以保證計算精度。

2.2 管程應力分析

針對管程壓力的極限狀態，即殼程壓力為0，校核此時的管板連接強度。由于模型為1/4 結構，需要對切除部分進行位移約束。模型中，將y、z 和x、z 法向方向的位移設置為0，根據車載換熱器的工作參數，設置管程內的內壓值為0.45MPa，如圖1 所示。

圖1 管程載荷及邊界條件

通過連續的迭代運算，得到極限管程壓力下的應力云圖（圖2）。由圖2 可以看出，模型的最大應力為231.99MPa， 位于殼程筒體與管板過渡連接處，低于材料的屈服極限345MPa；管板中心位置屬于中等應力區，也是疲勞載荷區。

圖2 極限管程壓力下的應力云圖

2.3 殼程應力分析

當殼程壓力單獨作用時，即管程壓力為0，根據車載換熱器的工作參數， 采用相同的邊界條件，施加殼程壓力0.39MPa，如圖3 所示。 通過求解器的計算，得到殼程條件下的應力云圖（圖4）。由圖4 可以看出， 殼程條件下的最大應力為194.05MPa， 位于殼程筒體與管板焊縫的圓弧過渡連接處，低于屈服極限345MPa；焊縫上下兩側的應力表現出一定的對稱性。 雖然管程條件和殼程條件下的最大應力均低于屈服極限，但是仍然不能保證強度的可靠性，校核結果只能作為必要條件之一，還需對應力結果進行線性化，并與JB 4732—1995 （2005 年 確 認）《鋼 制 壓 力 容器——分析設計標準》 規定的強度應力進行對比，才能完全滿足可靠性要求。

圖3 殼程載荷及邊界條件

圖4 殼程條件下的應力云圖

3 應力線性化與評定

3.1 評定依據

由于不同的應力類型對應不同的失效形式［8］和程度，因此評定時設定依據和標準如下：

a. 一次總體薄膜應力分布于模型全部位置，也是產生結構失效的主要應力，因此在評定時可直接采用安全系數來計算（根據車載換熱器的工作條件，設置安全系數為1.5）。

b. 一次局部薄膜應力雖然只存在于局部，但它是導致應力不連續的主要因素。 此外，彎曲應力可能與拉應力產生應力組合，對于疲勞特性有著關鍵影響， 因此在評定時采用1.5 倍的安全系數。

c. 由于二次應力與一次應力之間有著密切的聯系， 因此與一次應力疊加進行評定， 采用3倍的安全系數進行校核。

3.2 管程條件評定

在進行管程條件評定時，需將圖2 所示的應力云圖進行線性化處理［9，10］。 由于應力最大位置位于管程管板與封頭的連接處，因此，需沿不同的方向設定兩條路徑，針對每條路徑，將總體應力分解為一次應力、二次應力和峰值應力。

在管程條件下，殼程壓力為0，壓差較大，在選擇路徑時應包含殼程內的節點。 為了更好地選擇路徑方向，建立圓柱坐標系，對軸向和徑向方向上的路徑進行定義。 路徑規劃完成以后，可基于應力場計算結果再次運算，最終得出路徑的一次總體薄膜應力的線性化結果（圖5）。 由圖5 可以看出，路徑1 的最大應力評定值位于路徑的終端，處于環焊縫管程的邊界處；路徑2 的最大應力評定值位于路徑始端，處于殼程管板連接處。

圖5 管程條件應力線性化結果

由于兩處路徑均為跨度不連續結構，因此應力類型可分解為一次局部薄膜應力和一次加二次應力。 根據計算結果可知，薄膜應力在任意路徑下保持恒定。 將這兩條路徑中的不同類型應力導出， 計算得出一次局部薄膜應力最大值為150.690MPa，一次加二次應力最大評定應力值為217.210MPa。 根據評定依據可以判斷，管程條件下的所有線性化應力均滿足3 種評定類型。

3.3 殼程條件評定

進行殼程條件評定時，需將圖4 所示的應力云圖進行線性化處理。 同樣在最大應力位置按照不同的方向選取兩條路徑， 通過線性化計算，得到殼程條件應力線性化結果如圖6 所示。 由圖6可以看出，殼程條件下的薄膜應力明顯小于管程條件下的；不同方向路徑的薄膜應力差異非常顯著。 根據導出的線性化應力結果可知，該條件下的一次局部薄膜應力最大值為82.375MPa， 一次加二次應力最大評定應力值為114.190MPa。根據評定依據可以判斷，殼程條件下的所有線性化應力同樣滿足3 種評定類型。

圖6 殼程條件應力線性化結果

4 結束語

對于車載換熱器的應力分析與評定，要求研究對象為理想的彈塑性材料，即滿足屈服失效狀態，這也是應力線性化的基本條件。 基于有限元方法建立了車載換熱器的管板、封頭與筒體連接模型，考慮溫度效應，在極限載荷條件下計算等效應力，并將計算結果線性化處理。 采用分析評定準則對車載換熱器的關鍵結構進行強度校核，結果均滿足評定要求，有效地保證了與載換熱器機械性能的可靠性。