车载换热器的应力分析与评定

张冬梅

（烟台汽车工程职业学院交通工程系）

换热器是机械工程中不可或缺的设备，其换热效率、加工成本和使用寿命对整个生产具有重要影响［1］。在车辆工程领域，普通的机车无需额外的换热器，但是对于某些超大型工程车辆，它产生的热载荷巨大，需增设特定的小型换热器用于机动车换热，该方法无需压缩机驱动，节能效果显著［2］，目前已被广泛使用。

车载换热器具有特定的换热介质，可实现高效的能量交换。 在整体结构中，管板、封头与筒体相连接的部分是承载的关键［3］。在此，笔者基于有限元方法，采用ANSYS/Workbench 对车载换热器关键部件的压力承载进行分析，研究极限载荷条件下的应力特性，通过应力分析与评定确保在极限的管程压力和壳程压力下车载换热器均能够保持良好的安全性能。

1 应力分析与评定方法

1.1 特点

分析设计方法是一种用于特种设备强度校核的技术手段［4］。对于车载换热器而言，该方法可实现应力的细化，保证在不同工况载荷下设备均能够避免失效。 与常规的强度计算相比，应力分析与评定具有以下特点：

a. 对于载荷和边界条件的要求较低。分析设计方法适用于各种载荷，分析得出的结果可用于疲劳寿命的研究，计算结果准确可靠。

b. 提高局部结构分析的精度。分析设计方法可针对特定的局部结构定义路径，这对于不连续结构的衔接性研究有着重要作用。

c. 更利于新产品的研发。 分析设计方法有利于结构创新设计， 而且对于资源的需求较少，可有效节约成本。

1.2 典型应力分类

车载换热器在约束和载荷作用下将出现多种应力类型， 不同的应力所产生的失效程度不同。 针对应力产生的原因和作用效果可将典型应力分为以下3 种：

a. 一次应力。 对于内压容器，一次应力产生的变形效果最显著，也是决定失效的关键应力类型。 一次应力具有自响应特点，其值随着外部载荷的变化而变化。 根据作用位置，一次应力又可细分为一次总体薄膜应力、一次弯曲薄膜应力及一次局部薄膜应力等。 一次总体薄膜应力既可能是法向应力，也可能是切向应力，当其值超过允许范围时，会对压力容器产生显著破坏。 一次弯曲薄膜应力具有位置向异性，即内外表面的应力方向相反，主要发生在封头端部等位置。

b. 二次应力。压力容器外部结构的约束对内部结构产生的应力称为二次应力， 相比一次应力，其破坏性更小。 二次应力主要出现在结构不连续的位置，可由温差和压差引起，易发生在筒体与封头的连接处。

c. 峰值应力。 从根本上讲，峰值应力属于一次应力和二次应力的一个增量。 峰值应力主要源于热载荷和局部结构不均衡，具有显著的局部分布性。 峰值应力是导致压力容器产生疲劳失效和脆性裂纹的重要因素。

2 管程与壳程的应力分析

2.1 模型建立

随着有限元算法的广泛应用和CAE 技术的快速发展，采用数值仿真方法进行压力容器的分析设计得到了良好的效果［5］。在仿真分析时，需要对模型中的热应力效应进行预处理，即热机耦合分析［6］。 笔者采用三维软件Pro/E 建立封头、管板和换热管相连接的1/4 模型， 通过软件的无缝接口导入有限元软件ANSYS/Workbench 中。模型导入后进行材料属性的定义， 随后进行网格划分。ANSYS/Workbench 提供了多种网格划分方法，可根据模型结构得出更为合理的网格类型和尺寸。根据模型的特点，采用自适应网格划分方法［7］，调高网格相关度，并对局部网格进行二次优化。 模型的筒体和封头部分采用六面体网格类型，管板和换热管部分采用四面体网格类型，网格单元的总数量为82 336，节点总数量为153 280。

考虑到温度对应力的影响，需要先求解模型的温度场，然后将计算结果导入静态结构分析模型中。 在材料属性定义方面，也需要考虑材料随温度的非线性变化特点，以保证计算精度。

2.2 管程应力分析

针对管程压力的极限状态，即壳程压力为0，校核此时的管板连接强度。由于模型为1/4 结构，需要对切除部分进行位移约束。模型中，将y、z 和x、z 法向方向的位移设置为0，根据车载换热器的工作参数，设置管程内的内压值为0.45MPa，如图1 所示。

图1 管程载荷及边界条件

通过连续的迭代运算，得到极限管程压力下的应力云图（图2）。由图2 可以看出，模型的最大应力为231.99MPa， 位于壳程筒体与管板过渡连接处，低于材料的屈服极限345MPa；管板中心位置属于中等应力区，也是疲劳载荷区。

图2 极限管程压力下的应力云图

2.3 壳程应力分析

当壳程压力单独作用时，即管程压力为0，根据车载换热器的工作参数， 采用相同的边界条件，施加壳程压力0.39MPa，如图3 所示。 通过求解器的计算，得到壳程条件下的应力云图（图4）。由图4 可以看出， 壳程条件下的最大应力为194.05MPa， 位于壳程筒体与管板焊缝的圆弧过渡连接处，低于屈服极限345MPa；焊缝上下两侧的应力表现出一定的对称性。 虽然管程条件和壳程条件下的最大应力均低于屈服极限，但是仍然不能保证强度的可靠性，校核结果只能作为必要条件之一，还需对应力结果进行线性化，并与JB 4732—1995 （2005 年 确 认）《钢 制 压 力 容器——分析设计标准》 规定的强度应力进行对比，才能完全满足可靠性要求。

图3 壳程载荷及边界条件

图4 壳程条件下的应力云图

3 应力线性化与评定

3.1 评定依据

由于不同的应力类型对应不同的失效形式［8］和程度，因此评定时设定依据和标准如下：

a. 一次总体薄膜应力分布于模型全部位置，也是产生结构失效的主要应力，因此在评定时可直接采用安全系数来计算（根据车载换热器的工作条件，设置安全系数为1.5）。

b. 一次局部薄膜应力虽然只存在于局部，但它是导致应力不连续的主要因素。 此外，弯曲应力可能与拉应力产生应力组合，对于疲劳特性有着关键影响， 因此在评定时采用1.5 倍的安全系数。

c. 由于二次应力与一次应力之间有着密切的联系， 因此与一次应力叠加进行评定， 采用3倍的安全系数进行校核。

3.2 管程条件评定

在进行管程条件评定时，需将图2 所示的应力云图进行线性化处理［9，10］。 由于应力最大位置位于管程管板与封头的连接处，因此，需沿不同的方向设定两条路径，针对每条路径，将总体应力分解为一次应力、二次应力和峰值应力。

在管程条件下，壳程压力为0，压差较大，在选择路径时应包含壳程内的节点。 为了更好地选择路径方向，建立圆柱坐标系，对轴向和径向方向上的路径进行定义。 路径规划完成以后，可基于应力场计算结果再次运算，最终得出路径的一次总体薄膜应力的线性化结果（图5）。 由图5 可以看出，路径1 的最大应力评定值位于路径的终端，处于环焊缝管程的边界处；路径2 的最大应力评定值位于路径始端，处于壳程管板连接处。

图5 管程条件应力线性化结果

由于两处路径均为跨度不连续结构，因此应力类型可分解为一次局部薄膜应力和一次加二次应力。 根据计算结果可知，薄膜应力在任意路径下保持恒定。 将这两条路径中的不同类型应力导出， 计算得出一次局部薄膜应力最大值为150.690MPa，一次加二次应力最大评定应力值为217.210MPa。 根据评定依据可以判断，管程条件下的所有线性化应力均满足3 种评定类型。

3.3 壳程条件评定

进行壳程条件评定时，需将图4 所示的应力云图进行线性化处理。 同样在最大应力位置按照不同的方向选取两条路径， 通过线性化计算，得到壳程条件应力线性化结果如图6 所示。 由图6可以看出，壳程条件下的薄膜应力明显小于管程条件下的；不同方向路径的薄膜应力差异非常显著。 根据导出的线性化应力结果可知，该条件下的一次局部薄膜应力最大值为82.375MPa， 一次加二次应力最大评定应力值为114.190MPa。根据评定依据可以判断，壳程条件下的所有线性化应力同样满足3 种评定类型。

图6 壳程条件应力线性化结果

4 结束语

对于车载换热器的应力分析与评定，要求研究对象为理想的弹塑性材料，即满足屈服失效状态，这也是应力线性化的基本条件。 基于有限元方法建立了车载换热器的管板、封头与筒体连接模型，考虑温度效应，在极限载荷条件下计算等效应力，并将计算结果线性化处理。 采用分析评定准则对车载换热器的关键结构进行强度校核，结果均满足评定要求，有效地保证了与载换热器机械性能的可靠性。