管壳式换热器流体流动诱发振动教案

1、第7章管壳式换热器流体流动诱发振动1流动诱发振动基本原理管壳式换热器(STHE)流动诱发振动(FIV)很久以前就打道了。在管束中横向流流速下的影响，换热器管子会有出现振动的趋向。如果振动振幅达到足够大，则可能会为某一种或更多几种激振机理所破坏:(1)由于折流支承板间跨中反复的震荡而管壁减薄；(2)在管子界面和折流板处碰擦而磨损；(3)由于高的磨损率而造成疲劳或腐蚀疲劳。管子疲劳导致工厂停工，修理耗费c这在核T业加热换热中是非常严重的，因而保证现代管充式换热器避免在一切操作条件下出现流动诱发振动是十分重要的。以往，换热器设计是很保守的，如今用计算机程序可成功地设计一有效而第凑的换热器$较高的热力

2、性能和低的污垢度通常需要高的流速(尽管少的折流板可减小压降)。高的流速和减少结构支承可导致严重的流动诱发振动问题。除此之外，一些换热器的新型材料以及没有充分考虑结构动力效应的设计过程，也会导致更多的流动诱发振动问题。许多这些问题就导致了管子的疲劳破坏。为此，在完成换热器热力设计后，详细地进行流动诱发振动分析以避免换热器的破坏是十分重要的，流动诱发振动现象和振动机理响应早在2530年以前就已经有很多的研究了，结果是发表了大班的文献，以力由建立防止流动诱发振动的指则。由于在换热器的应用中流体振动的明显存在，这一主题已陆续引起人们的注意。因为在一些过程工业中，有60%那么多的换热器都是管壳式的c本章

3、介绍了引起流动诱发振动(FIV)的机理和其计算，许用准则和防止振动的设计准则，TEMA标准和ASME规范第四篇中也包括了这些设计准则。1.1 流动诱发振动三种基本情况要激发起换热管振动，必然对管子供给以激振能，壳程流体流动就是诱发和维持管子振动的激振能源.换热管是换热器中的细长弹性元件，壳程流体流动破坏了他们的平衡位置,并遭受振动运动。管子振动表明了管子离开其平衡位置作周期性运动。增加壳程横流速度，管子运动可以有以下三种情况：(1)在低横流速度下，管子以低振幅随机运动。(2)当横流速度增加，管子会在挡板孔内发生咔哒咔哒地摩擦声响。(3)当横流速度超过某一值，管子就发生高振幅运动(振动)。当管子

4、固有频率与激振频率相接近时，发生振动响应。管子与刚性结构间例如折流支承板的相对运动有可能引起管子的撞击磨损。1.2 管子破坏最可能的区段尽最管子在换热器中任何地方都可产生破坏，但最容易引起流动诙发振动的区域是流动高速区，诸如：(1)管束中两块折流支承板间最大的末支承的中间跨；(2)管束周边区的在弓形折流板缺口区的那些管子；(3) U型管束U型弯头区；(4)位于进【I接管之下的管子；(5)位于管束旁流面积和管程分程隔板流道内的管子；(6)在管子与换热器结构部件有相对运动的区段界面,诸如包括管子与折流板界面和管子与管板界面。1.3 破坏机理引起管子破坏的主要破坏机理是：1)碰撞解损(管子与管子，管

5、子与折流支承板)；(2)管子与折流支承板界面，由于管子在支承板管孔间碰撞和碳滑动而磨损破坏；(3)撞击与磨损的联合作用下的破坏。1.4 流动诱发振动机理、流动诱发振动响应的激振机理通常为：(1)旋涡分离或流动的周期性；(2)湍流振动；(3)流体弹性的稳定性FEI(FluidE展ticityInstability);(4)声振动晌应。旋涡分离、湍流抖振和声激振动是振动响应现象，当激振频率与管子频率同步就产生振动响应。流体弹性不稔定的发生，是管子在壳程流体横流达到临界流速或速度阈，而导致管子振动响应振幅足够的大，造成与相邻的管子的碰撞而破坏。在流体横流速低于流体弹性不稳定临界速度之下时，不会发生流

6、体弹性不稳定振动现象；当流体输入到管子质量阻尼系统的能量超过阻尼系统消耗的能最时，就达到了不稔定性振动状态，这实际是流速达到或超过了临界速度。1.5 换热管振动响应曲线图1-7表示了管子由于在管束中流动诱发振动三个激振机理的振动响应，即旋涡分离.湍流抖振和流体弹性不稳定。其中的每一种激振，表明它们自己只是在流动参数一定的既定范围内,然而湍流抖振则还是在操作的流动参数的整个范围内的。图17流动诱发振动管子振动响应(a)理想播流速度u与位移关系图；(b)铝管在水横流下,管子节距比1.5转置正方排列管束的振动响应技谱1.6 横流下管束动力行为流体在弹性管管束中流动.会林致流体动力效应或流体振动(声振

7、动)和流动结构偶联0这些效应引起流体动力作用和流体结构偶联作用力。圆柱束在增长的横流速度()下的动力行为有三种不同现象；如下所求：(1)低流速下圆管或(圆柱体)对湍流抖振的基本响应；随着流速的增加，管子(圆柱体)振动振幅的增加，均为流速”的平方关系(公)。(2)在较高的流速下，会引起不同类型的振动响应条件，诸如旋涡分离、湍流抖振和气柱声振动(3)当管子在管束内由于流体的作用在其平衡位置作弹性位移时引起的与运动有关的流体力。1.7 流体动力作用力引起流动诱发振动(FIV)的流体动力作用力主要有以下三类：(1)由于压力场的湍流波动产生的力；(2)管子后面形成冯仔第(VonKarman)涡街的周期性

8、旋滉分离作用力；(3)当管子在管束内由于流体的作用在其平衡位比作弹性位移时引起的与运动有关的流体力。2流体介质与流动诱发振动机理，旋涡分离对于流动诱发的各种不同激振机理，只有流体弹性不稳定性才是主要涉及到所有各种流体介质，而其他的激振机理在某些流体介质中则是不政要的Q例如，湍流抖振因为气体的位度低，不会导致非常高的流体动力作用力，故其在气体介质流动中不会是主要的了。因此，流动振动设计主要是要限制声共振和流体弹性不稳定性(FED这两个方面。表L7.l表示了换热器管束每一种流体介质对流动诱发振动的重要性界限。«1-7-1横流流动激振机理与流体介质关系流动情况旋涡分离满流抖振流体弹性不稳定

9、性声共振液流中可能度生可能发生重要气流中不能发生可能发生重要重要两相流中不可能发生不重要重要不大可能2.1管束斯脱拉哈数计算管束斯脱拉哈数Su(StuohalNumber)可由陈氏斯托拉哈数(图172),也可由FitzHugh图来确定,这些图都是描绘成S与管节距的关系另外，也可以从Zukauskas或Zukauskas与Katinas以及Weaver等关系式来计算确定a下面将列出Weaver等人的关系式，Blevins公布了Fitz.Hugh困，而TEMA则公布了陈氏图。图1-72Y.N.陈氏斯脱拉哈数图(a)直排管束；(b)错排管束(取自管式换热交换器制造协会TEMA,1988)Weaver

10、et.al关系式，不同管束排列布置的S”数表达式，Weaverct.al给出如下：s“=&，町布置s“二T7i%,60,布置S=；,90和45°布置Zxp式中人换热管节径比，P/D;P管节距；D管外径。角度布置系对如图17-3那样上游来流速度方向而言。图1-73管子排列示图(a)90.正方排列；(b)45转盘正方排列；(c)平行(转置)三角形(6(f)推列；(d)正三角形(30)排列1.1避免产生旋涡分离共振准则避免产生旋涡分尚共振的准则Pettigrew和Gorman准则。他们采用对比频率4D4,这一参数，当对比频率££>2S时不会发生旋涡分尚共振

11、。uAu-Yang准则：该准则规定必须是对比频率华<0.25时才不会发生旋涡分离共振。Au-Yang等准则避免壳程管束中第1,2,3推管不产生旋涡分离锁定(lock-in)的准则必须是：(1)对于基本振型(振型数=1),如对比速度满足以下条件：n=l则升力方向和阻力方向的旋涡与分离“锁定”均可避免。(2)对任何一既定振型，如果对比阻尼Cn足够大，仁>64则该振型的锁定被抑止。(3)对任一既定振型对比速度小><3.3以及对比阻尼Cn>l.2,则升力方向锁定可以避免，且阻力方向锁定被抑止。对比阻尼。口的计算：-4Mn虞=7T%吗完(工)业式中M一振动模态(model)

12、质量,稣(“)d”；Lc存在旋涡分离的换热管管长；节径比图L74附加质量系数Cm一三角形节距试脸值；口正方形节距试验值)振理形状系数(m«xlclshape);沿管轴在距离工处换热管单位长度质量9当Mn=(#)=m时故得：仁=噜产以上计算准则已包含在ASME规范第四菽中上述方程中包括换热管固有频率力“单位管长有效质量加以及临界阻尼比八。而换热管有效质比则是结构质量(管子本身质量)利,，由于为振动的管子所弥散的壳程流体随管子一起振动的附加质量mr>以及单位管长管内流体质域”这三者质量之总和。即m="。+m1卜加1加式中Pi、Ps和外分别为管内流体、壳程流体和换热管管材的

13、密度；Cm为附加质量系数(图1-7-4)。(，Cm以及临界阻尼比第将在本节最后讨论。2.3单相流下附加质量系数Cm的确定附加质量系数Cm可由Blevins分析法或Morettietal.的试验数据基础来确定°(1) Blevins关联式Blevins给出了分析模型用以确定单相流下周围为刚性管的某一根单柔性管的附加质Q系数Cm,如图I-7.5所示0这对于全部是柔性管的更为复杂的情况卜只是近似的。附加质或系数Cm的表达式为：二仙/。)2+1%一(DJD)2-1式中Dc/O=(l+0.5/>/D)z>/D；De管束当量直径，系表示了周围管的限制。(2) Morettietal.

14、试验数据cup ob(a) Blevins 模型重8 §S8(b) Morretti 模型Moretrietal.试验数据对如图175那样，周围为刚性固定管子的正方排列管束或六角形借排管束下的一单根柔性管(节往比为1.251.5,如图174所示)试验结果,其Cm值试验结果的节径比列于表1-7.2所示o图L74包括进了TEMA标准中，用于确定附加质电系数。图L75用以确定附加质量系数的管束布置2.4旋涡分离振动响应预测的动力分析如果发生旋涡分离共振，其最大管子响应可由力的响应分析来获得，Sandifer描述了这一问题。对任何振型，管于相应管广，相应yQ)的般方程式在文献中给出：，h就端

15、用QM其中）di=1积分得：«（%）=Jsin（七r/Lj）=（垃大值）式中L,管罅长。换热管最大响应振幅丁a为：当切=曾时4唐JnM对不同管束布置的峰值升力，系数Cl列于表L7-2；对于保守的设计可得Cl（峰值）=0.0091。按此,只要换热管响应峰值振幅为管径D的2%,管子运动将足以得到控制，以及振动会与沿换热管的旋涡分解相联系。.<0.021）这一方法已包括在ASME规范第三篇中。表1.72升力系数G.（峰值）管束布置升力系数Ci.P/D均方根但rms）Cl（峰值）Cl（保守峰值）三角排列（30）1.330.0460.0650.0911.360.0640.091L540.

16、0180.0251.570.0280.040转置三角形L230.0640.0910.0911.360.0120.0171.540.0330.0471-570.0570.081正方排列（的）1.470.0480,0680.091转置正方（45。1.30.0070.0100.0911.50.0350.0493湍流诱发激振机理3.1 湍流通常，管束中较高的流率在流体中会促进和保持高的湍流流动，达到强化传热，但高的湍流流动会使换热管束形成结构激振。热交换器管子以随机方式对流场湍流引起振动峋应。另外，流动湍流也会促进和加强其他激振机理的形成，例如，旋涡分离激振。3.2 湍流抖振换热器壳程管箱中的湍流抖振

17、有时亦称结构振动，它是指由于不稳定流体作用力在流场中，高的湍流力对换热管的作用，而在流体达到临界速度之前和远离旋涡锁定速度范尼的换热管低振幅动响应.湍流流动具有随机速度扰动，加上湍流旋泯环绕一中心主频分布在宽度的频率范围内。当流场中的中心主族与管束中管子最低固有频率相-致时，就会产生很大的能量，导致换热管共振和高的振动振幅。即使未发生共振，湍流抖振也会引起管f磨损和疲劳破坏。对于热电站蒸汽发生器和换然器设计寿命为40年，即使小的磨损也是不允许的。因此，湍流激振在换热器可常设计中就成为一个重要的设计考虑。3.3 欧文（Owen）湍流抖振频率表达式基于气体垂直于管束流动的试验研究，欧文关联了一个湍

18、流抖振中心主频/小的关联式：几=扁3.05（打+03式中X；管束纵向节距比，xt=Lp/D;Lv管束纵向节距；处管束横向节距比，5=，/D;Tv管束横向节距。Weaver和Grovu对不同册究的综合分析并观察了欧文的方法，认为在欧文公式中采用管束最小间隙速度的预测湍流峰值频率是最为可靠的。该公式应用于管束横向节距比1.25时。由于该关联式并未在液体中试验，故只能限于在气体激振中。TEMA规范包括了这一准则式。3.4 湍流随机激振假定管子振动为代表稳态随机过程，Au-Yang以及Pettigrew和Gorman建立广管了响应均方根（rms）振幅的表达式。Sandifer从主要角度描述了这管子响应

19、方程。低阻尼结构的平均平方共振响应为：/推荐对上游圆柱体（管子）* 推荐对中间圆柱体f管子）了（）_四2/、C-（力）沁丘）经对聆长上的振动模态形状整理后，对第一振地，最大 平均平方响应值为：1 =L"k 2A在初 23，rcax 2567蜀加2式中A4 = m1=Cr（72D2）心”- 128Cu/hM2199式中M-m10203040506070管子固有箱率人，Hz图1，-6 随机激振力系数Crmax =推荐的可接受准则为：了2=0 254mm参数6r（/）可由图L76确定。以上指则包括在ASME规范第四篇中。4流体弹性不稳定模型直至1980年以前，认为流体弹性不稳定（FED振动

20、的机理是管子位移造成流场不稳定性而诱发流动振动，而这引起不稳定性的主要作用力是流体弹性刚度力。但Tanaka和Takkhara认为，不稳定流体动力作用力不仅只是位移机理所引起的,而且还有一个附加的叫做速度机理不稳定模型所引起，而这,速度不稳定模型机理主要是由陈氏等（S.S.Chen）分析和试验所提出。总之，流体弹性不稳定模型认为，流体弹性不稳定性是由下列二种机理所引起的：（I）流体弹性不稳定性与换热管位移关系，这发生相当高的流速下。该不稳定性称为位移机理。（2）流体阻尼型不稳定性，发生在低流速下，该不稳定性称为速度机理。在大多数情况F,速度机理或位移机理或是二种机理的联合作用都是重要的，位移机

21、理和速度机埋在参考文献中有详细介绍，今简单解释如下：4.1位移机理按照这一机理，不稳定性由于流体弹性力，该力比例于管子位移。这一机理主要是在相应于气体流中高的对比流速下发生，其不稳定准则为：卫工述.丫fWadp,D）式中4为流体弹性刚度函数的系数；a指数，a=0.5;8阻应对数衰减率。4.2速度机理按照这一机理，主流体力是与流动速度相关的阻尼力，它比例于管束中的流速。在低的对比速度下，流速阻尼力可起到振动能量的消耗，那儿，高的对比速度才是激振机理，在速度激振机理中，振动构件系统的阻尼减少了；一旦振型的模态阻尼空为负值时，管子就失去了稳定性。这种型式的不稳定性称为流体阻尼控制不稳定性；这主要是在

22、低的对比速度值即相应的低的液流速度下发生的；该不稳定性准则为：式中av为流体阻尼函数的系数。不稳定模型基于位移和速度机理，管束的流体动力简化方程为：式中管束结构质成矩阵；Mf流体附加质量阻尼矩阵；CJ系统的结构R1尼矩阵；（Cf静止流体的粘性阻尼矩阵；rcj与流体速度相关的阻尼（称流动阻尼）矩阵；KJ结构刚度矩阵；Kf流体弹性刚度矩阵；F与换热管运动有关的流体作用力矩阵；q结构位移矩阵；IqI结构速度矩阵；q结构加速度矩阵）上式方括号内为矩阵，大括号内为向量。流体动力作用包括下列几个部分：a.Mdlil,流体惯性力；b.Cf+Cj,流体阻尼力；C.Kq流体弹性力。该不稳定模型的不稳定性机理分析

23、的主要困难是，对每一种管子布置以及对感兴趣的对比速度整个范围内，与流体速度相关的流动阻尼矩阵C和流体刚度矩阵Kf要进行分析与试验,THTUika和Takkahara对此作了试验测定。5阻尼阻尼对于管束的稳定性是很重要的，阻尼限制了换热管为任何一种激振机理激发的振动响应，较高的阻尼则管子的振动响应就愈低，阻尼决定流体弹性不稳定（PE1）性的临界流速,临界流速随阻尼的增加而增加，振动系统内的阻尼是由于某些可能的能总消耗机理，按照Perti卬等认为，各种能量消耗机理为：内部或材料阻尼；粘性阻尼；折流板孔间隙内的装配挤压阻尼；流动阻尼；摩擦阻尼；换热管与管板界面（接头）的连接阻尼；管子在支承板上磁撑和

24、横向波的能量消耗。用试验方法来确定阻尼是十分困难的，对气体和液体的阻尼计算经验关联式如下所述。气体；经对气体多台换热器可用的阻尼数据的综合和分析,Petligrew.Goder.Quio、Ax运等推荐了计算阻尼比的经验关联式，阻尼比八定义为：实际阻尼对临界阻尼的比值0阻尼对数衰减率8为：6二2呜按这些学者认为，对气体流动，摩擦阻尼和撞击阻尼是主要能量消耗的机理，而折流板厚度是主要参数，该折流板与换热管之间的直径间隙是很小的。流体：按Petligrew、Rogers以及Axia认为，液体流中最主要的阻尼是管子对流体的粘性阻尼、折流支承管孔装配挤压阻尼以及摩擦阻尼。他们将试脸数据拟合成考虑/怙性和

25、折流支承板孔装配挤压阻尼的经验模型，提出如下经验关联方程。这一半经验表达式可用以来计算单相流体为气体和液体的设计阻尼°（1）壳程流体为气体学产需诗"b（7即6=831431传）式中fb管支承板厚度；L.管畤特性长度;N分析考虑支承跨的跨数。以上各式对管外径D=1215mm,打=625mm,频率/=20600Hz,以及折流板孔间隙为0,40.8n；rn时是可靠的。（2）壳程流体为液体推定阻尼包括确定以卜.表达式中的动力（绝对）粘度（Pas）（已在TEMA标准中作了建议）和Petligrew等式中的运动粘度p（m2A）o和v的关系是运动粘度=绝对粘度/比重=比重注：TEMA标准

26、中用了符号以代替，请注意oPetligrew%Rogers以及Axia给出下列方程：，丸君僦悌（苏T+（骈除陪）（$式中Dc/D=L7p/D（三角形排列）=1.9"）（正方排列）如果仆0.006,则假定,=0.006以考虑摩擦阻尼。TEMA标法包括了以下液体流动的表达式，但没有给出参考文献源。心一mfemWeldingResearchBulletinNo.389中详细介绍了确定两相流阻尼值的方法：.（1）陈氏准则（S.S.Chen）从许多研究者的数据中，陈氏推荐了一个临界速度低限的准则，尔后，陈氏将其进行修正如表17.3所示，其中质量阻尼参数,7二端（已包括在TEMA规范中）。陈氏准

27、则值得注意的是方程式中没有管子节径比"/Q这一项c（2）Au-Yanget.al掂则在流体不稳定性数据基础上，建立了F列准则：a.对位移机理，质量阻尼参数嗯0.7时，稳定性方程与常用的康诺斯（Connors）方程中指数4二0.5相同，流体弹性不稳定常数列于表174。2G0表1-7-3流体弹性不稳定性（FEI）TEMA规范准则质量阻尼参数x管子排列布比方式质量阻尼参数1对比速度ujfj）管孑排列布置方式质址阻尼参数之对比速度ucr/nD30。01«1,08.86(p/D0.9)/0%对00372.1Ox0150.0K；i<300886(/D0.9)n057<x&l

28、t;3002.35工心用0.01<x<1.02.80xOJ7450.1«30()4J3(p/D-O.5)j*0-5L0<j<3002.80户«1-7-4AuYangct.al流体弹性不稳定性（FEI）准则不稳定常数K管了节距角30e口的145，90*其他所有布置角平均不稳定常数K*”4.54?05.83.44.0b.对速度机理，质量阻尼卷数居0.7时，可采用位移机理准虬但这是个保守的值。上述这些准则已包括在ASME规范第.三篇中。（3）保守的设计准则如横流速度小于用不稳定常数归=2.1和指数a=0.5,阻尼参数乙=0.5%（气体流）和八二1.5%（液

29、体流）计算所得的临界速度，则此时流体弹性不稳定性振动几乎确定不会成问题的Q（4） Pettigrew和Taylor设计准则他们研究分析了近300个承受单相横流柔件管束的流体弹性不稳定性数据点，建立了其Pettigrew和Taylor准则：- = 3 0以上这些不同的可接受的准则之间差异的原因在文献中作了讨论°（5）建设设计准则为避免出现流体弹性不稳定性激振，取设计准则为：a.标准的准则b.保守的准则6声共鸣声共鸣是由横向流动的空气、气体、或水蒸气所激发的,驻波的存在可描述如下：气体横流过管束管箱时,在其流向除r平均流速外，还有一个对平均流速方向呈横向的波动速度，该波动速度与驻波相结合

30、（气柱）。驻波（图7-7）发牛在既垂直于换热管又垂直于流向。驻波环绕换热管的共鸣振动通常称为声共鸣或声振动，它是以其声强度、低频率和单调（Purc-Tone）的噪声来鉴别的。当换热器中某种微振频率与该驻波频率相接近时，或是相互-致时，就有可能发生共振,另外，如果驻波频率与换热器结构部件如壳体换热管等固有频率相一致时，也会发生共振。这就可能会使构件损坏和由于声共振而使压降增加，影响到换热器的性能特性，声共鸣可发生在直线排列和错排管束、单排管和缥旋盘管换热器、空气加热器省煤器、过热器，矩形管道（壳体）、圆柱（圆）形壳体以及其他等结构中。4.1 驻波原理这是由丁环绕管子（换热管）的声学驻波振动。图1

31、7.7与一阶、二阶和三阶波、半波 驻波相联系的波动横向速度和压力 （实线为速度，虚线为压力）如果构件一边壁间距La为声驻波的半波KA/2或4/2半波长的倍数也即LS、=1、2、3、时,声驻波就会进一步发展，驻波频率为4=(爱)，"1，2,3,式中C壳程介质声速；L.特性尺寸(通常为垂置于流道的封闭壁面间的距离)；”一驻波阶数，壳程介质声速为：C=VgZrKcT/Mg式中S重力加速度(9.81m/s);Z气体压缩因子；Rc-万有气体常数，847.6kgfm/(kgmok,K);T气体绝对温度，R/K,T=r+273.16;Mg气体分子量，kgmole;r定压比热容与定容比热容之比。空气

32、或纯气体的气体分子量Mg为28.97kgmolc.而水蒸气为18.02kgmole;空气和纯气体为Y=L4,水蒸气为y-1.328。典型的基频、二阶频和三阶频的驻波如图L77所示通常，驻波在450或90排列角的管束几何结构的通道中形成，因为在这些管束布置图型中所需的激振能为般小。按Barrington认为，声振动在转置正方(45)管束布置中比之其他管束布时.发生得最频繁°尽管转置正方排列几何结构呈现出对流体弹性不稳定阻力为最大.但常伴附有强的声驻波，因而这种管束布置不适宜于光程气体介质情况应用。管束的充实度(TubeSolidity)对声速的效应：对于管光式换热器，Parker和Bu

33、rton指出，在壳程流体中的实际声速C.由于管子的存在而会减小,声速的减小率主要取决于管子布置的充实度比*以及是附加质量系数Cm的弱函数。按此，通过管束的有效声速Ccff式为：Cj(=-7=Pakker/r+7Gh=PakkerMl+5对于宽管间管束，cmu管广充实度比。定义为壳程自由流通鼓面对管束布置的前沿截面枳之比。为此.Blevins给出了不同管束布置的。衣达式(困J-7X)(?=0.9069(D/P)2,对30或60.布置时;o=0.7853(D/P)对90布置时；a=l.5707(D/P)2,对45布置时。P图178充实度因子在额定尺寸的热交换器中，基频声共振多半是最容易发生的，然而

34、在壳径为2030m数量级的大的换热器壳径中，声振动有可能被激发起呈五阶或六阶振型振动。声振的原理，计算和预测方法,Grotz和Arnail都作了介绍，对卢共鸣最熟悉的要算是Dr.Blevins了°本节讨论了其激振机理和许用准则q4.2 声共鸣频率表达式有两种不同的声共鸣表达式，一种是用壳程压力和壳程流动速度来表示的TEMA标准表达式，另一种则是用通过壳程介质的声速和壳径来表示。TEMA式人=蹩2(%。,)0.3(采用TEMA单位)(2) Blevins式a.圆柱(圆)形壳体：其半径为R,文献给出的驻波频率为：f二”储九一2兀R式中尢为频率常数.一阶频率常数上=1.84,二阶频率常数2

35、2=3.054。b.矩形壳体：今考虑一尺寸为L、Ly和L,的密闭矩形容积，如图179所示，i、j、&分别为流向1横向y和轴向*的声波阶数，为横流所激发起的典型声振动则是振型为j=l、2、3的y方向方向横向振型，它既垂直于流向，又垂直于管轴，而在流向z的纵向振型i和管轴方向z的横向振型人则是很少为横流所激发起的。假定管子和壳体都是刚性结构，以及其驻波尺寸和波长对壳宽是可以比拟的，且大大精于管径，这时该壳体声频表达式为：力町,即+(打若彳和Z方向无任何驻波(i=%=0),则方程式可简化为：/a=7Cjf/2Ly.式中Ly方向壳腔尺寸，它等于壳体宽度。(a)克腔内管束211图L7.10由旋涡

36、引起的声共鸣图179在具有管子的矩形密闭壳体内的南波型4.3 声共振激振机理在管壳式换热器发生声共鸣是由旋涡分离机理或紊流抖振机理所引起的。(1)旋涡分离机理按照旋涡分阳理论,如果旋涡分两频率人与声驻波频率人一致时，强烈的气柱声共振就有可能会发生，称之为声共鸣o这时，声共鸣的准则为：儿=人旋涡分离的机理表示如图L7-10,图中表示了直线排列的换热器管束管箱和振型；fa和人2分别代表其第一和第二声振振型。通常考虑到发生旋涡分离锁定(Lock-in)现象时，声共鸣应是在旋涡分离频率的±20%以内。(2)湍流抖振机理按照湍流机理理论，如果湍流旋涡主波频率九b与气柱驻波频率人相一致酎，声共鸣

37、就会发生。这时声共鸣准则为:/a=/tb基频振动的湍流抖振频率由欧文Owen或Fitzratcik准则来决定。TEMA标准则包括了这一Owen料娠频率准则。4.4 声共鸣许用准则4.4.1 旋涡分离引起的声共鸣(1) Eisinger准则Eisinger用陈氏数a对直排管束提出了一个表达式准则图L7-ll(a),陈氏数3是常诺数R0和斯脱拉哈数S”以及管束纵向可，横向以节距比函数。_Re(2x|-l)2平一瓯4”任此处R。为：ReUD/u发生声共鸣的准则如下：3<200,不能发生声共鸣；卬二20004000,似有低程度的声共鸣发生；卬4000,似有强的声共鸣发生。TEMA标准的条件是：如

38、果3>2000,则有可能发生声共鸣。对于如图L71I(b)所示的错排排列管束，则用21f代替l。(2) Blevins准则如果止号件z<.<(i+.su则有可能发生声共鸣Q式中a和P为参数，取值如下。a.额定准则：额定设计准则取。=;?=0.2,于是Blevins准则就变为:0.8SuU/D<f,<l.2SuU/Db.保守的准则：保守的准则取.1=0.4,6a=0.48,于是Blevins的准则最终表达式为:0.6Su(J/D<A<.4SSuU/DcTEMA规定：在条件方程(Conditionaitlyequation)中a=/?=0.2由于旋涡分离的

39、声共鸣斯托拉哈数S，可由陈氏(Y.N.Chcn)图线或Fitz-Hugh图或WevcretaL关联式确定。TEMA规定中包括了该陈氏图线。31evins声共鸣声压水准(SPL)如果预测到声共鸣，则声水压水准SPL可由下式计算：SPL=201g(p/D.OOXG)或由留1-7J2的Blevins声压水准图确定，困中7%为横向的管节.用；I”为纵向的管节距。这些图对于&直至高达95.1x103时是可靠的°图 1.742 Blevins62 和 Blevins8 声压水准Lp/D(Sound pressure level) 图校核：如SPL<140dB(分贝)，则对结构部件或

40、环境影响都无危害。典型的锁定现象，旋涡分离频率/v和声乐水准SPL是横流速度的函数.如图L7-13所示.4.4.2 湍流抖振引起的声共鸣(1)欧文声共声准则:0.8A</a<1.2/tb(2) Rai和Murraay准则：不发生声共呜条件为：U/。<2(Xt-0.5)该准则已包括在TEMA规范中。(3) Gratz和Arnold准贝IJ(直线排列管束)：由下式计算Arncld壳体宽细度比(SlendernessYatio)rr=La/Dw(X1-l)式中La壳体宽度；n振型数。当r=6280时将发生声共鸣。但该r值应用于错排中则是成问题的。Fetzhatiocketal和Za

41、idetal还提出了用以预测声共鸣的其他方法°4.5 声驻波振动的抑制声驻波振动可以通过以下方法和设计来抑制。图1-7-13声压水准和 锁定现象(ZiadaelaL)(1)(2)(3)(4)(5)(6)(7)(8)(9)651(1) 会发生;防板挡板(antivibrationbaffle)ADV,可采用实心挡板或多孔档板;共鸣器；粉条带；螺旋形的管间距插入件；谐调或改变管束结构；拆去一些换热管；改变管子表面结构状态；改变质量流率O防振挡板实心挡板：在横流换热器中声共鸣的发生是与声驻波的发展有关，如果驻波被抑制，则声共鸣就不 在换热器内平行于流向且垂直于驻波方向设置实心的或多孔的挡板

42、就可以使驻波得到抑制，该挡板设计成不规则的横向管间距；OOOOOO OOOOOO OOOOOO OOOOOO OOOOOO OOOOOO2 2 2o o o o o o o§8§8888g83o O OO O O O O O O（d）图1-7-14实心谐调板的布置（3）在管束中央的挡板；（b）在管束上游的挡板；（C）在管束下游的揩板;（d）在管束横向，管束14和2/3位置处设置二块横向挡板OOOOOO OOOOOO 00080 OOOOOO实心挡板的数量：依据理论，在壳壁间可能会发生的最大半波数为Nw,则在管壳式换热器内必须设置图1-7-15实心挡板的陈氏布置法在换热器内谐

43、调板应互相梢为有点搭接，以使心、冷、冷、力和以空间的横向气柱的固有频率尽可能相互不同Nw块实心挡板以防止声振动的发生。实心挡板的主要缺点是: 对于-个像用抗燃油装置的特大尺寸20-30m的热交换器，例 如再热器，省煤器等，所需的板数是要非常多的。然而，陈氏方 法可以使挡板数量减至最少，他的方法是，将实心挡板置于如图 1-7/5所示的恰当的位置，其挡板间距为阳、出、的、球、bs 和6,可不相同，且心/bi、0/、/久比值必须比预期会发 牛声共振的振型数偏离很多；而且实心挡板的长度比之换热器内 预期的驻波波长要大c Eisinger论述了实心挡板的缺点为：H.耗费更大；b.妨碍周期性检查与操作维护

44、；C.在腐蚀性流体中寿命短；d.仍有振动倾向和对操作中热力破坏的敏感。（2）多孔揩板：在管子间平行于流向捕入单个的流动阻力 件。Byrne指出，通常，如果壳蟹间最大半波数为Nw,则单个 的多孔挡板必须布置在距某一个壁面的“二个壁距L除以2Nw” 处,即L/2N,多孔挡板比实心挡板的优点是：一单个的多孔 挡板可用以抑制驻波数的发展，而实心挡板数则是需要等于壳壁 间可能发生的最大半波数。6.5.2 Helmhotz空腔共鸣室在换热器壳程设置像声调Helmhotz空腔共鸣室那样的声阻尼器，就可抑制声共鸣°简单的Helmhotz共鸣室，如图1-7-16所示。如果共鸣室与某声振型相谐调，这时

45、其阻尼为最大。当发生谐调时，就有一股较大的振荡质量流通过共鸣室的颈口，气柱在此颈口通过时和（或是）通过该颈口处设置的网时，便使振动能量 消耗掉。共鸣室固有频率的近似公式为：八C J 2k式中 A共鸣室开口的横截面积；Vh共鸣室空腔的容积；lh共鸣室开口（颈）长（高）。6.5.3 翅条片的构思为克服实心挡板的缺点，Eisinger提出了一种解决驻波振动的新方法。它图 1-7-16 Helmhotz 共鸣室称为港调板c实心谐调板的布置如图L7/4所示。0000(araas0B5ut0000c0000(50>o30是将翅条带焊于换热管上，以形成一平行于流向而垂直于驻波传播方向的薄壁。不同型式的

46、翅条带示于国L7-17OOOQ流向OQO忑OOOOOO流向0006OOO翅片0.0OOOo；oOOO向 oooo 流 OOOO OOOO OOOOOOOO向SOOO JUOOO OOOO(a)直排管束中的布置(b)借排管束中的布置图1-7J7翅条带抑制驻波的二种布置型式4.5.1 螺旋形的“管间”插入件的构思在窄间距管束中克服流动诱发振动(FIV)的一种崭新的思想是在壳程管箱内插入螺旋形的“管间内插件”。该方法很适于最初设计阶段或用于现场的改进。该法可用于正方排列和错排管束中。管间内插件见图17-18o4.5.2 谐调可参见前面所介绍的。4.5.3 拆除一些管子在驻波位移反节点(anlinod

47、s)处有选择地拆除些管子，将可限制旋涡分离以及避免旋涡分离与声共鸣间的偶联°这也可在压力节点处破坏旋涡分离的规则度。Walk”和Reising以及Barrington观察了拆除在靠近壳程管箱中心处3%10%的管子，声共鸣得到了减轻或消除。4.5.4 管子结构表面的改变灰尘和炭黑等换热器管污垢可以降低声水准，因此，污垢的沉积可增加声学阻尼。4.5.5 不规则的管间距不规则的管间距可破坏涡街的状态，从而使旋涡分离频率增加。4.5.6 改变壳程质量流率改变光程质显流率可以调整旋涡分离频率，但从换热器热力性能来看，该法并无多大的吸引力。(a)错排管束(b)直排管束图L7J8螺旋形的管间插件7

48、振动计算程序基本的振动计算步骤包括对各种不同的流动诱发激振机理的一些参数的估计,将估计的参数与其有关的限值作比较.以校核这些激振机理会不会引起对换热器管和壳体的破坏。应各别地考察感兴趣的不同区段.即是光程接管进口区、U弯头区和折流板缺口区，因为在这些区段多半是高的湍流流动和高的横流速度，并且这些区段的折流板间支承跨长，比之中间折流板区段为大。7.1振动计算步骤(1)计算单位管长有效质月。(2)鉴别感兴趣的区段，以便计算这些区段的换热管固有频率(进口，折流板缺口、中央折流板区和U弯头区等)。13)计算这些感兴趣不同区段跨的管子固有频率。4)计算阻尼参数.5)计算TEMA规范规定的壳程横流速度,(

49、6)对于流体为液体时：旋涡分离：a.计算旋涡分离频率，校核其许用准则。b.如果发生振动响应，计算管子响应值，校核有无超过限定值。躺流抖振：如果预测到有振动响应，则计算由于随机激振管子响应，并校核其许用准则。流体弹性不稳定性：计算临界速度并与横流速度比较，要保持最大横流速度低于临界速度。对于流体为气体时：除了对上述液流的准则外，还应校核驻波声共振。a.计算声共振频率。b.计算旋涡分离频率。校核各种不同的旋涡分离声共振准则。C.计算湍流抖振频率，校核各种不同的湍流抖振声共振法则o7.2振动计算中应用试验推算值时应注意的问题振动预测法大多是基于线性模型，需要输入反映一特定流图和结构图形数据。其指则系

50、从简单的送验条件F推断来的，因而不能概括实际的换热器门像阻尼参数、斯脱拉哈数、流体弹性不稳定常数等多半是在理想试验条件下获得的，而对于换热器实际真实环境下，由于各种激振机理的相互作用可能有所不同。如果把试验推断的设计准则结果应用到特定的换热器上，会导致保守的或危险边缘的设计。精确地预测临界速度，需要对一单管模拟（mockup）试验,其端部条件和支承都尽可能接近于实际换热器装置，或是作部分尺寸的模型，或是经济上有可能话作全尺寸模型试验。因此.可得出这样的结论,设计者应作判断，换热器制造者应以预防，以及研究进行试脸的模型均应是采用试验的平均值以提供合理的保证.以使设计不会导致流动振动破坏发生。符号说明A-Hclmhoz空腔共鸣室开口的横鼓面截面积；一管横截面积，m2;C壳程介质声速，C=/gcZrRcT/Mg;Cuf一光程流体有效声速.Cf=Porker;C（-.=：,Burton保守值；vI+CmaCl-旋涡分离升力系数；C。：一附加质量系数